二级圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器

1、 机械设计说明书二级圆锥-圆柱斜齿轮减速器 专 业： 学生姓名： 班 级： 学 号： 指导教师： 完成日期：内容摘要本设计是两级圆锥-圆柱齿轮减速器的课程设计，根据设计任务书的相关要求，并结合自己的实习经验及课程上学习的理论知识来独立设计完成的。本文发扬了优秀课程设计的系统严密、数据精确、图标规范、文笔流畅、可读性好的优点。通过这一次的设计可以初步掌握一般简单机械的一套完整的设计方法，构成减速器的通用零件。选用减速器时应根据工作机的选用条件，技术参数，动力机的性能，经济性等因素，比较不同类型、品种减速器的外廓尺寸，传动效率，承载能力，质量，价格等，选择最适合的减速器。与减速器联接的工作机载荷状

2、态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素。这次设计主要介绍了减速器的构成及设计参数，灵活并全面的运用了所学过的知识。并进一步培养了工程设计的独立能力，树立正确的设计思想掌握常用的机械零件，机械传动装置和简单机械设计的方法和步骤，要求综合的考虑使用经济、工艺等方面的要求。 设计中存在的不足请老师能给予意见和建议。 目录 一、设计基本参数····················&#

3、183;·················································&#

4、183;·······11工况2.原始数据二、传动方案的拟定·······································&

5、#183;································1三、电动机选择················

6、;··················································

7、;·············21.选择电动机的类型·2.选择电动机功率 3.确定电动机转速四、传动比的计算配·····························&#

8、183;··········································31.总传动比·2.分配传动比五、传动装置运动、动力参数的计算·&#

9、183;···········································4 1.各轴转速2.各轴功率3.各轴转矩4.结果参数六、传动件的设计计算&#

10、183;·················································&#

11、183;·················5（一）高速级锥齿轮传动的设计计算·····························

12、83;·······················51.选择材料2.初步计算传动的主要尺寸3.确定传动尺寸4.校核齿根弯曲疲劳强度(二)、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算·················

13、;··································81.选择材料2.按齿面接触疲劳强度进行设计3.按齿根弯曲强度进行设计·4.几何尺寸计算七、轴的设计计算······&#

14、183;·················································&#

15、183;····················13（一）输入轴（I轴）的设计···························

16、;········································131.轴的设计计算2.轴的结构设计（二）、中间轴（轴）的设计····

17、3;·················································

18、3;········171.轴的设计计算2.轴的结构设计3.校核轴的强度（三）、输出轴（轴）的设计 ···································

19、························241.轴的设计计算2.轴的结构设计八、轴承的校核······················

20、;··················································

21、;·········27 中间轴滚动轴承计算九、键联接的选择及校核计算····································

22、3;······················29中间轴键计算十、联轴器的选择·························

23、··················································

24、·30十一、润滑与密封···············································&#

25、183;····························30十二、箱体结构及减速器附件···················

26、;······································30十三、设计体会··········&#

27、183;·················································&#

28、183;····················33十四、参考文献····························

29、;··················································

30、;···3334一、设计基本参数 1.工况: 连续单向运转，载荷较平稳，使用期限8年（设每年工作300天）,小批量生产，两班制工作，每天工作16小时，运输带工作速度允许误差为±5%。2.原始数据：传送带拉力F(KN)传送带速度V(m/s)鼓轮直径D（mm）使用年限（年）20501.252458二、传动方案的拟定运动简图 如图2-1：由图2-1可知该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为运输带设备。减速器为展开式圆锥圆柱斜齿齿轮的两级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承，联轴器选用弹性柱销联轴器。三、电动机的选择计算项目计算及说明计算结果1.选择电动机的

31、类型按电动机的工作要求和条件，选用Y系列鼠笼三相一步电机，封闭式结构，电压380V.Y系列鼠笼三相一步电机 2.选择电动机功率 工作机要求的电动机输出功率为： P d=P w/a其中 P w=F/1000 则 P d= F/(1000 a) 由电动机至运输带的传动总效率为： a= 12 3 4 32 4 1是联轴器传动的效率； 2是一对滚动轴承传动的效率； 3是齿轮传动（8级精度，油润滑）的效率； 4是卷筒传递的效率；查机械设计课程设计附表1-1有： 1=0.99， 2=0.98， 3=0.97， 4=0.96则 a= 1224 32 2 =0.82P w=F/1000 =2.56kW Pd=

32、P w/a =3.12 由机械设计课程设计附录九选取电动机额定功率P=4kW。a=0.82Pw=2.56KwP=4Kw 3.确定电动机转速 卷筒轴工作转速为： =60*1000/(D)=97.49r/min 计算输入转速由于总传动比 ia=1025则输入转速nd= *ia=9752438r/min由机械设计课程设计附录九知，应选用的电动机满载转速为1440r/min，型号为Y112M-4。电动机（型号 Y112M4）的主要外形尺寸和安装尺寸中心高H外形尺寸L*(AC/2+AD)*HD底脚安装尺寸A*B地脚螺栓直径K轴外伸尺寸D*E112590*345*335190*1401232*80nw=9

33、7.49r/minnm=1440r/min额定功率Ped/kW同步转速n/(r.min-1 )满载转速n m/ r.min-1 )电动机总重/N启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩4150014404302.22.3电动机的主要参数4、 传动比的计算及分配计算项目计算及说明计算结果1.总传动比传动装置的总传动比为：i= m / =14.77i=14.772.分配传动比一级传动比i 1的计算因为圆锥-圆柱齿轮减速器，i 10.25i，最好i 13，最大不超过4，式中i 1为圆锥齿轮的传动比，i为减速器的总传动比。则i 1=0.25i=3.69二级传动比i2的计算则i= i 1 *i 2可算出i

34、2=4i1=3.69i2=4五、传动装置运动、动力参数的计算计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速轴的输入转速 n 1= n m=1440 r/min轴的输入转速 n 2= n 1/ i 1=1440 /3.69 =390 r/min轴的输入转速 n 3= n 2/ i 2=390 /4=98r/min轴的输入转速 n 4= n 3=98r/min n1=nm=1440r/min n2=390r/min n4=n3=98r/mi2.各轴功率轴的输入功率 P 1= P d 01=3.12*0.99=3.09kW轴的输入功率 P 2= P 1 12= 3.09*0.97*0.98=2.94kW轴的

35、输入功率 P 3= P 2 23= 2.94*0.98*0.97=2.79kW轴的输入功率 P 4= P 3 34= 2.79*0.98*0.99=2.71kW p1=3.09kw P2=2.94kw P3=2.79kw P4=2.71kw3.各轴转矩电动机的输出转矩 T d=(9550* P d)/ n m=(9550*3.12)/1440N·m=20.69 N·m轴的输入转矩 T 1= T di 0 01= T d 4=20.69*1*0.99=20.48 N·m轴的输入转矩T 2= T 1i 1 12= T 1i 1 1 2=20.48*3.69*0.97*

36、0.98=71.84 N·m轴的输入转矩 T 3= T 2i 2 23= T 2i 2 2 3=71.84*4.*0.98*0.97=273.16N·m轴的输入转矩 T 4= T 3 34= T 3 3 4=273.16*0.98*0.99=265.02 N·m个轴输出转矩 T 11=T 1*0.98=20.07 T 21= T 2 *0.98=70.40 T31= T3*0.98=267.70 T41= T4 *0.98=259.02Td=20.69 N·mT1=20.48 N·mT2=71.84 N·m T3=273.16N

37、83;mT4=265.02 N·mT11=T1*0.98=20.07 T21=T2*0.98=70.40 T31=T3*0.98=267.70 T41=T4*0.98=259.026、 传动件的设计计算（一）、高速级锥齿轮传动的设计计算计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等级 考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由机械设计第八版 表10-1得齿面硬度HBS1=217255，HBS2=162217.平均硬度HBS1=236，HBS2=190,选用8级精度。45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动的主

38、要尺寸由以下公式求锥齿轮的最小直径确定公式内各参数的值：小齿轮传递转矩为T1=·因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.3由机械设计第八版表10-6，查得弹性系数ZE=189.8齿数比=i1=3.69取齿宽系数=0.3选小齿轮齿数Z 1=25,大齿轮齿数Z 2= Z 1i 1=25*3.69=93许用接触应力可用下式公式 由机械设计第八版 图10-21、c、d表查得接触疲劳极限应力为 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1jLh=60*1440*1*2*8*300*8=3.317*109N2=N1/i1=4.147*109/3.69=8.99*108)由机械设

39、计第八版图10-18查得寿命系数KN1=1，KN2=0.98；由表8-20取安全系数SH=1，则有取初算小齿轮的分度圆直径d1t,有 d1t68.64mm3.确定传动尺寸计算载荷系数 由机械设计第八版 表10-2查得使用系数KA=1.0;齿宽中点分度圆直径为 Dm1t=d1t(1-0.5)=68.64*(1-0.5*0.3)mm=58.34mm vm1=dm1tn1/60*1000=*58.34*1440/60*1000m/s=4.40m/s由机械设计第八版 图10-8降低1级精度，按9级精度查得动载荷系数Kv=1.26;由机械设计第八版 表查得轴承系数;则则载荷系数K=KAKvKß

40、=1.0*1.25*1.875=2.34对d1t进行修正因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正 ，即 d1=68.64 mm =83.50mm大端模数m 查机械原理第七版 表10-6，取标准模数m=2.5mm大端分度圆直径为 d1=mZ1=3.5*25mm=87.5mm>83.50mm d2=mZ2=2.5*93mm=232.5mm锥齿距为 R=齿宽为 b=0.3*167.26mm=50.18mm取B2=55mm B1=60K=2.34m=2.5mmd1=87.50mmd2=232.5mmZ1=25Z2=93R=168mmB2=55mmB1=60mm4.校核齿根弯曲疲劳

41、强度齿根弯曲疲劳强度条件为 K、b、m和同前圆周力为 Ft1= Ft2=齿形系数YF和应力修正系数YS 即当量齿数为 由机械设计第八版 表10-5查得YFa1=2.60, YFa2=2.06 YSa1=1.595，YSa2=1.97许用弯曲应力 由图8-11查得寿命系数KN1=1，KN2=0.98；取安全系数SH=1.25 满足齿根强度要求满足齿根弯曲强度(二)、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理方式和公差等考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由机械设计第八版 表10-1得齿面硬度HBS1=217255，

42、HBS2=162217.平均硬度HBS1=236，HBS2=190,选用8级精度。45钢小齿轮调质处理大齿轮调质处理8级精度2. 按齿面接触疲劳强度进行设计按齿面接触疲劳强度进行设计因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计其设计公式为1）确定公式内各参数的值：小齿轮传递转矩为T2=71840·因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.6由机械设计图10-30，查得弹性系数ZE=189.8初选螺旋角，由图10-30选取区域系数ZH=2.433齿数比=i=4选小齿轮齿数Z 3=23,大齿轮齿数Z 4= Z 1i 1=23*2=92由机械设计第八版图10-21按齿面硬

43、度查得小齿轮的接触疲劳强度极限及大齿轮的接触疲劳强度极限分别为 查机械设计第八版 表10-7，取齿宽系数=1小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1jLh=60*390*1*16*300*8=8.9856*108N2=N1/i2=8.9856*108/4=2.2464*108由机械设计第八版 图10-18查得寿命系数KN1=1，KN2=0.98；由表8-20取安全系数SH=1，则有许用接触应力 由于 1.23，所以=373.67由机械设计第八版 图10-26查得2）设计计算小齿轮分度圆直径计算圆周速度 计算齿宽b及模数m nt b/h=64.67/6.075=10.65计算纵向重合度计

44、算载荷系数K已知使用系数KA=1.0；由机械设计第八版 图10-8降低1级精度，按8级精度查得动载荷系数Kv=1.08；由机械设计第八版 表10-4查得；由机械设计第八版 图10-13查得；由机械设计第八版 表10-3查得则载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d 3=64.67 mm =72.02mm计算模数m n T2=71840.Kt=1.6ZE=189.8ZH=2.433=i=4=1Z3=23Z4=92=1.67 =64.67mm=b=64.67mm =2.70mmh=6.075mmb/h=10.65=2.097 K=2.21 d 3=72.02mm =3.01mm3.按齿根弯

45、曲强度进行设计按齿根弯曲强度进行设计按齿根弯曲强度设计公式1）确定公式内各参数的值：根据重合度，从机械设计第八版 图10-28查得螺旋角影响系数0.87计算当量齿数由机械设计第八版 表10-5查取齿形系数YFa3=2.69,YFa4=2.18， YSa3=1.575，YSa4=1.79由图8-11查得寿命系数KN1=1，KN2=0.98；取安全系数SH=1.25根据弯曲疲劳强度查得：=380，=215许用弯曲应力 计算大小齿轮的并比较大齿轮的数值大2）设计计算计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的发面模数大于有齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数，取m n=2.0mm，已满足弯曲强度。但是为

46、了同时满足接触疲劳强度，许按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取z 3=35,则z 4=uz 3=140=0.02315 m n=2mm z 3=35 z 4=1404.几何尺寸计算计算中心距 取整，螺旋角为 因值与初选值相差不大，故对与有关的参数不进行修正计算大小齿轮分度圆直径 圆整后B 4=75mm B 3=80mm291.36mm B 3=80mmB 4=75mm七、轴的设计计算（一）、输入轴（I轴）的设计计算项目计算及说明计算结果1.轴的设计计算1）I轴上力的计算 求输入轴上的功率、转速和转矩 =3.09kw =1440r/min =20480Nmm 求作用在齿轮上的

47、力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 圆周力、径向力及轴向力的方向 见 图1 图1 输入轴载荷图 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 =1.3*20480N.mm=26624N.mm 查GB/T 14653-93得知选用型号LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩1250000N.mm.而电动机轴的直径为28mm所以联轴器的孔径不能太

48、小。取=24mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。 Ft=789.58N Fr=272.50N Fa=90.95N=14.19mm2轴的结构设计2）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图2）图2 输入轴轴上零件的装配根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=58mm初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承3030

49、8，其尺寸为40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表13-1查得30308型轴承的定位轴肩高度故取取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度故取=24mm，轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于故取轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的

50、对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。=30mm =58mm=50mm=25.25mm=24mm（二）、中间轴（轴）的设计计算项目计算及说明计算结果1.轴的设计计算1）力的计算 求输入轴上的功率P、转速n和转矩T =2.94kw =390r/min =71.84N.M 求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 dm2=d2(1-0.5)=326*(1-0.5*0.3)mm=

51、277.1mm 圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图7-4所示图7-4、中间轴受载荷图 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45Cr（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和=94.5=1520.4N=578.7N=464.8N=21.56mm2轴的结构设计 2)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图5） 图5中间轴上零件的装配根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13.1中初步选取0基本游隙组，标准精度

52、级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为： ， 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.1查得30305型轴承的定位轴肩高度32mm，因此取套筒直径32mm。取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长L=55mm，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取L2-3=50mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为mm，轴环宽度b1.4h，所以mm。已知圆柱直齿轮齿宽B3=80，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取L4-5=75mm。齿轮距箱体内壁的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=

53、20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。则取 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取 L2-3=50m

54、m L4-5=75mm3.校核轴的强度为使中间轴上的轴向力相互抵消，高速级上小齿轮用右旋，大齿轮用左旋。低速级上小齿轮用左旋，大齿轮用右旋。作用在齿轮上的力：高速级低速级所以水平方向：=176.17N+1792.54N-1421.78N=546.93N将各力移到轴心，产生附加弯矩 铅垂方向： =750.75N-67.05N-339.4N=334.3N 则，B截面的弯矩C截面的弯矩扭矩由弯矩、扭矩图可知C截面为危险截面。按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，通常只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面）因轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6。C截面的总弯矩 轴的计算应力前面已选

55、定轴的材料为45钢，调质处理，由表查得。，故安全。满足轴强度要求（三）、输出轴（轴）的设计计算项目计算及说明计算结果1.轴的设计计算求输出轴上的功率、转速和转矩 =2.71kw =98r/min =273.16N.M 求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 而 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0=110，得 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。圆周力、径向力及轴向力的方向如图7-6所示 图6 输出轴的载荷图联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版

56、）表14-1，由于转矩变化很小，故取=1.3273.16=355.1N.M查机械设计课程设计表14-4选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.M半联轴器的孔径，所以取40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。=291.36mm=18755N=713.6N=573.2N =33.26mm2轴的结构设计2)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案（见图7） 图7 输出轴轴上零件的装配根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只

57、压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短些，现取。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，因而可以取。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表13-1查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取60mm。齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取86mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的

58、直径为。轴环宽度，取。轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离 s=8mm。可求得57.25mm86mm 轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的

59、，此处选轴的尺寸公差为m5。确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。40mm57.25mm60mm86mm 55mm70mm八、轴承的校核计算项目计算及说明计算结果中间轴滚动轴承计算选用的是圆锥滚子轴承，为缩短支撑距离选择正装。1）求出轴承所受的径向力 2) 求出轴承所受的轴向力 派生轴向力，由轴承代号30307查表得Y=2 ，e=0.3，因此： 外加轴向载荷，所以轴承1被压紧，轴承2被放松。于是 3）求轴承的当量动载荷 由表查得轴承 x=0.4，Y=2因轴承在运动中有轻微冲击 ，取=1.24）验算轴承寿命因，故只需验算轴承1，（） 轴承因具有的基本额定动载荷 满足寿命要求。6411461.7160.25365.41137.21365.430371578.646080967239，满足寿命要求九、键联接的选择及校核计算计算项目计算及说明计算结果轴键的计算 中间轴键计算 校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： =100120MPa 故合格。 校核圆柱