电动卷扬机传动装置.doc

机械设计课程设计目录1.设计题目52.系统总体方案的确定53.原始数据33.1刚绳的拉力34.设计工作量要求35.传动装置的总体设计35.1拟定传动方案35.3确定传动装置的总传动比及其分配5初选开式齿轮传动比,则减速器传动比，查资料2表3-5 双级减速器传动总传动比搭配，选高速级传动比i1=4.5,低速级i2=3.15。56.设计计算传动零件66.1高速齿轮组的设计与强度校核66.2 高速齿轮组的结构设计106.3 低速齿轮组的设计与强度校核116.4低速齿轮组的结构设计157.设计计算轴177.1 低速轴的设计与计算177.2 中间轴的设计与计算237.3 高速轴的设计与计算268.选择滚动轴承及寿命计算309.选择和校核键联接3410.选择联轴器3511.选择润滑方式、润滑剂牌号及密封件3512.设计计算箱体的结构尺寸36 13.参考书目361.设计题目 运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器2.系统总体方案的确定系统总体方案：电动机传动系统执行机构；初选三种传动方案，如下：（a）为双级减速器和单级开式齿轮传动（b）带式传动和双级齿轮传动系统方案总体评价：（）方案带传动特点是主.从动轮轴间距大，工作平稳，噪声小，结构简单，成本低，但外形轮廓大，而且不宜用于易燃易爆的场合。图（a）是两级减速器中最简单.应用最广泛的结构。故采用图（a）所示传动。3.原始数据3.1刚绳的拉力F= 10KN速度V=18m/min,卷筒的直径D=260mm；3.2工作条件： 间隙工作，每班工作时间不超过15%，每次工作时间不超过10min，满载启动，工作中有中等振动，两班制工作，钢绳的速度允许误差5% 。小批量生产，设计寿命为10年。4.设计工作量要求每个同学独立完成设计总装配图一张,设计计算说明书一份和主要零件工件图3张,具体要求由任课教师统一说明。5.传动装置的总体设计5.1拟定传动方案闭式采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。（缺点：结构尺寸稍大）高速级.低速级都用斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。传动比范围：i = 8 40图5-1 5.2选择电动机稳定运转下工件机主轴所需功率： 工作机主轴转速为： 工作机主轴上的转矩： 如传动简图所示，初选联轴器为弹性柱销联轴器，滚动轴承为角接触轴承，传动齿轮为闭式软齿面圆柱齿轮和开式直齿轮传动，因其速度不高，选用7级精度(GB10095-88)，则机械传动和摩擦副的效率分别如下：弹性柱销联轴器： = 0.99圆柱齿轮（7级）= 0.98角接触轴承： = 0.99开式齿轮传动 =0.96 工作机效率： = 0.98所以，电动机至工件机主轴之间的总效率为： = 0.99 20.995 0.98 2 0.96 = 0.859所以电动机所需功率为 选取电动机的转速为 n = 1000 ，查2表9-39 ，取电动机型号为Y132M1-6，则所选取电动机： 表5-1 额定功率P 4KW 满载转速nm 960r/min 轴伸出端直径 38mm 伸出端安装长度 80mm 中心高度H 132mm5.3确定传动装置的总传动比及其分配初选开式齿轮传动比,则减速器传动比，查资料2表3-5 双级减速器传动总传动比搭配，选高速级传动比i1=4.5,低速级i2=3.15。5.4计算传动装置的运动及动力参数 各轴转速： = nm=960r/min = /i1=960/4.5=213.33r/min = /i2=67.64r/minn= 67.64r/minn=67.64/3.1=21.75r/min 各轴的输入功率： P P P 各轴的输入转矩： 同理 T=459.428Nm T=1357.9 Nm6.设计计算传动零件6.1高速齿轮组的设计与强度校核6.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）；材料选择。由表101选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。初选小齿轮齿数=22，大齿轮齿数为=4.5=99，初选螺旋角=6.1.2按齿面接触强度设计 （6-1）确定公式内的数值试选 =1.8，由1图1030选取区域系数 =2.433由1图1026查得 =0.765 =0.86 所以 =1.625查1表10-7取外啮合齿轮传动的齿宽系数 =1查1表106 得材料的弹性影响系数 =189.8 由1图1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 =560MPa计算应力循环次数 寿命Ld=15%2830010=7200h =60nj=6096017200=4.15108 （6-2） 同理 =9.2 由1图1019 查得接触疲劳寿命系数 =0.95 =0.97计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 = /S=570MPa = /S=543.2MPa所以 =（570+543.2）/2=556.6MPa6.1.3计算由小齿轮分度圆直径 =40.29mm 计算圆周速度 v=2.0m/s 计算齿宽b及模数b=40.29mm = h=2.25=4.0mm b/h=10.07计算纵向重合度 =0.318tan=1.744 计算载荷系数 K已知使用系数=1.5，根据v=2.0m/s ，7级精度，由1图10-8 查得动载系数=1.08；由1表10-4查 （6-4） 查1图10-13得；查1表10-3得 所以 载荷系数 K =3.214 （6-5）按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 （6-6） 计算模数 6.1.4按齿根弯曲强度设计 （6-7） 确定计算参数计算载荷系数 K =3.084 （6-8）由纵向重合度=1.744，查1图10-28得螺旋角影响系数=0.88计算当量齿数 同理 =108.37查取齿形系数由1表10-5查得齿形系数； 应力校正系数； =17967由1图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； 由1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ；计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则 ； (6-9)同理=257.86MPa计算大、小齿轮的，并加以比较 =0.012738 =0.015143 所以,大齿轮的数值大6.1.5设计计算 =1.505mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需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 =23.71 取=24 则=u=4.524=1086.1.6几何尺寸计算 计算中心距 a=mm 圆整为 136 mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arcos(Z1+Z2)mn/(2a)= 13.93o 因值改变不多，故参数、等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径 同理 =222.545mm 计算齿轮宽度 b=49.45mm 圆整后取B2 =50mm， =55mm6.2 高速齿轮组的结构设计齿根圆直径49.45-21.252=44.45mm （6-10） df2=217.545m齿顶圆直径为 （6-11） da2 =226.545mm齿轮的结构设计小齿轮1由于直径较小，采用齿轮轴结构;大齿轮2的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如下表代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径=1.6d=1.6 4470轮毂轴向长LL=(1.2 1.5)d54倒角尺寸nn=0.51齿根圆处厚度=(2.54) 8腹板最大直径=-(1014) 200板孔分布圆直径=0.5 135板孔直径=0.2540腹板厚CC=0.310结构草图如下：图6-16.3 低速齿轮组的设计与强度校核6.3.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数如前所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，有利于保障传动的平稳性；运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）；材料选择。由1表101选择小齿轮材料为40（调质），硬度为260HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS，二者材料硬度差为40HBS。初选小齿轮齿数=26，大齿轮齿数为=3.154=82。初选螺旋角=6.3.2按齿面接触强度设计 确定公式内的数值试选 =1.6，由1图1030选取区域系数 =2.433由1图1026查得 =0.75 =0.87 所以 =1.62外啮合齿轮传动的齿宽系数 =1查表106 得材料的弹性影响系数 =189.8 由图1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =550MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为 =500MPa计算应力循环次数 =60nj=60213.3317200=9.2107 同理 =2.92107 由图1019 查得接触疲劳寿命系数 =0.97 =1.07计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 = /S=533.5MPa = /S=535MPa所以 =534.25MPa6.3.3计算小齿轮分度圆直径计算圆周速度 v=0.745m/s计算齿宽b及模数b=66.76mm = h=2.25=5.6mm b/h=11.92计算纵向重合度 =0.318tan=2.061计算载荷系数 K已知使用系数=1.5，根据v=0.745m/s ，7级精度，由资料1图10-8 查得动载系数=1.05；由1表10-4查得查1图10-13得；查1表10-3得 所以 载荷系数 K =2.4653按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 计算模数 6.3.4按齿根弯曲强度设计 确定计算参数计算载荷系数 K =2.339由纵向重合度=2.061，由资料1查图10-28得螺旋角影响系数=0.88计算当量齿数 同理 =89.764查取齿形系数由1表10-5查得齿形系数； 应力校正系数； =1.78由1图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；由1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ；计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则 ； 同理=257.857MPa计算大、小齿轮的，并加以比较 =0.012412 =0.0151867 大齿轮的数值大6.3.5设计计算 =2.02mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需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 =29.93 取=30 则=u=956.3.6几何尺寸计算计算中心距 a=mm 圆整为 161 mm按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 同理 =244.72mm计算齿轮宽度 b=77.28mm 圆整后取 =85mm6.4低速齿轮组的结构设计 齿根圆直径为 71.03mm 齿顶圆直径为 6.5开式齿轮传动的设计齿轮传动的设计：6.5.1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数按传动装置的设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动。卷扬机为一般工作机械，速度不高，由资料1表10-8可知,选用7级精度（G B10095-88）.材料选择。由资料1表10-8可知，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数=18；由=3.1，大齿轮齿数为= =55.8；取=56。由于齿轮传动为开式，按弯曲疲劳强度设计，按接触疲劳强度校核。6.5.2.按弯曲疲劳强度设计由资料1查得设计计算公式(10-5)计算： m （6-12）确定公式内的各计算值1). 弯曲疲劳极限，由资料1图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳极限=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限=380MPa2）.计算载荷系数K.K= 小齿轮传递的转矩 =459.428 Nmm 由资料1表10-7查得，选取齿宽系数=1；由资料1表10-6查得，得材料的弹性影响系数=189.8 由资料110-13公式计算应力循环次数：N=60nj=60j=6067.6417200=2.92=/= 2.92/3.1= 9.4 由资料1图10-18查得，得弯曲疲劳系数：=0.96； =0.98； 计算弯曲疲劳应力 由资料1安全系数S=1.4，有公式：； 则：=342.857MPa=266MPa由资料1表10-5查得齿形系数 =2.91 =2.296由资料1表10-5查得应力校正系数 =1.53 =1.718计算大、小齿轮的并加以比较 =0.012986 =0.014829大齿轮的数值大。 由资料1公式(10-5)计算 m = =4.43 由资料4表15-2查得标准模数取m=5mm.1）=518=90mm;=556=280mm2）中心距 a=185mm 3） 计算齿轮宽度 b =dd5=190=90mm 取 B6=90mm, B5=95mm6.6 校验传动比 实际传动比为 i实=4.53.1543.11=44.14 实际卷筒转速nw=nm/i实=(960/44.14)r/min=21.75r/min 所以转速相对误差为 (22.048-21.75)/22.048=1.35%0.07d，取h=4mm，则轴环处的直径为=62mm，轴环宽度b1.4h，取=17mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离 mm，故取。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。5）轴向零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处：b h = 16mm 10mm (GB/T 10961979)，长度为70mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，故选择齿轮轮与轴的配合为H7/r6；同样，在联轴器与轴联接处，选用平键16mm10mm70mm，联轴器与轴的配合为n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。6）确定轴上圆角和倒角尺寸查3表15-2，取轴端倒角为2 ，各轴肩处的圆角半径见前图。7.1.5求轴上的载荷首先作出轴的计算简图。由轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下： =2496N=1335N=172224Nmm=1525N= -88N=69=105225Nmm=129= -11352 Nmm=201825Nmm=172598Nmm 图7-2 7.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：21.98Mpa （7-6）前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由1表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。7.1.7精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面截面A、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以这几个截面均不需要校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面和的应力集中的影响相近，但截面不受扭矩作用，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面、更不必校核。由第三章可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面的左右两侧即可。截面左侧抗弯截面系数W=0.1=0.1=15746抗扭截面系数=0.2=31492截面左侧的弯矩M为M=172598（129-40）/129=119079Nmm截面上的扭矩 截面上的弯曲应力 =7.56MPa截面上的扭转切应力 =14.88MPa轴的材料为45钢，调质处理。由1表15-1查得=640MPa，=275MPa，=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1附表3-2查取。因为r/d=2/54=0.037；D/d=77/54=1.148所以=2.05，=1.5又由1附图3-1可得轴的材料敏感系数为=0.82，=0.85所以有效应力集中系数为=1.861 1.425由1附图3-2得尺寸系数，由1附图3-3得扭转尺寸系数=0.82。轴按磨削加工，由1附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即=1，则得综合系数值为 =2.708 =1.825由13-1及3-2取碳钢的特性系数 ，求安全系数 =13.43 （7-7） =11.11 （7-8） =8.56 S=1.5 （7-9） 故可知其安全截面右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算，W=0.1=23833 抗扭截面系数 =0.2=47666 弯矩M及弯曲应力为 M=119079Nmm =4.996MPa截面上的扭矩 截面上的扭转切应力 =9.83MPa （7-10）由1附表3-8用插入法求出=3.20；=0.8 3.20 = 2.56轴按磨削加工，由1附图 3-4 得表面质量系数 故得综合系数 =3.287 =2.647求安全系数 =16.746 =11.693 =9.587 S=1.5故可知其安全7.1.8绘制轴的工作图 （如图7-1所示） 7.2 中间轴的设计与计算7.2.1列出轴上的功率、转速和转矩 7.2.2求作用在齿轮上的力 因已知高速轴小齿轮的分度圆直径为 而圆周力 径向力1468N 轴向力7.2.3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由1表15-3，取=112，则图7-3中间轴有两个键槽 ，轴径增大7%，考虑该处轴径尺寸应大于高速级轴径处直径。取d1=40mm.齿轮2与3处轴头直径d2=44mm=d3,齿轮2与3定位轴肩高度,该处直径d=53mm各轴段轴向长度的确定 轴承与箱体内壁距离取为10mm，齿轮3与内壁距离取12.5mm,两回转体之间的定位轴环取10mm，齿轮2与内壁取12.5mm,根据零件安装定位要求，取安装齿轮处轴径长度比齿轮宽2mm，从而便可确定出各段轴长如图所示。7.2.4按许用弯曲应力强度校核轴轴上力的作用点及跨距的确定齿轮对轴的力的作用点按简化原则应在齿轮宽中点，因此可确定中间轴上两齿轮力的作用点位置如图。 轴颈上安装7308c轴承，从2表9-19可知它的负荷作用中心距离轴承外端面a=18.5mm，故可计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。绘轴的受力图，见图7-4（a）计算支反力 垂直面支反力，参考图7-4绕支点B的力矩和 ，得同理，。校核：水平面支反力，参考图7-4同样由支绕B点力矩和，得由 得 图7-4转矩.绘弯矩图： 垂直平面内的弯矩图：图7-4（b） C处弯矩：D处弯矩： 水平面内的弯矩图：图7-4（c） C处弯矩 D处弯矩合成弯矩：附图（d） C处： D处： 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面C）的强度 取=0.6，根据以上求得的数值 由已选定轴的材料45钢调质， 7.3 高速轴的设计与计算7.3.1列出轴上的功率、转速和转矩 P= 3.527kw = 7.3.2求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 而 圆周力 径向力 532N 轴向力 7.3.3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取=106，则 图7-5输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径处，如上图所示。为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。又因为所选取电动机型号为Y132M1-6，其轴径D=mm，所以必须选取轴孔直径系列包括D=38mm的联轴器。查1表14-1，考虑到转矩变化较小，所以取=1.5，则：联轴器的计算转矩为 所以，查标准GB/T 5014-1985，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630 000Nmm。半联轴器长L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm。取与联轴器相连的轴段直径为30mm。7.3.4轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 由于轴伸端的直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯轴段直径应尽可能以较小值增加，因此轴伸段联轴器用套筒轴向定位，直径d2=34mm. 选择滚动轴承7307c，轴颈直径d3=d7=35mm（查资料2表9-19）根据轴承的安装尺寸d4=d6=44mm(查2中表9-19)齿轮段照前面齿轮的设计尺寸，分度圆直径d=49.45mm, 各轴段的轴向长度 两轴承轴颈间距 ；A为箱体内壁间距离，由中间轴设计知A=168mm。 ；B为轴承宽度B=21mm，轴伸段长度由联轴器轴向长确定 L=58mm60mm.轴颈段长度由轴承宽确定，齿轮段轴向长度决定于齿轮宽度，轴向位置由中间轴2齿轮所需啮合位置确定，直径为d4轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后即可自然获得。直径d2轴段长由端盖外与端盖内两部分尺寸组成，取长度为45mm.由此可基本确定轴的尺寸。确定轴上圆角和倒角尺寸 圆角R=1.6mm，倒角245。 7.3.5求轴上的载荷首先作出轴的计算简图。由轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下：图7-6由水平面 =141951.9/186.8=394N =1025N= 由垂直面=101N= -431N=69=105225Nmm=129= -11352 Nmm=201825Nmm=172598Nmm.7.3.6校核轴上承受最大弯扭矩的截面强度 取 ，. 根据前面选取的材料45钢调质=60MPa,8.选择滚动轴承及寿命计算8.1高速轴的滚动轴承校核计算8.1.1.径向负荷1处轴承： , 2处轴承：，8.1.2.轴向载荷 对于70000C型轴承，按1表13-7，轴承派生轴向力，其中e为表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故先选取e=0.4,因此估算 （8-1） 故轴承1“放松”，轴承2“压紧。 由表113-5插值计算 两次计算的值相差不大，确定 8.1.3计算当量动载荷由资料1表13-5查得: 径向动载荷系数，。轴向动载荷系数 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表113-6，取,轴承的当量动载荷=(+)=1.5（8-2） =(+)=1835.9N 8.1.4验算轴承寿命因为,故只需校核2处轴承即可.轴承预期寿命与整机寿命相同,为:7200h轴承的实际寿命: 球轴承=3 （8-3） 具有足够的使用寿命.8.1.5.轴承静负荷计算经计算,满足要求,计算过程(略).8.2低速轴滚动轴承的校核计算选用的轴承型号为代号为7310C, =58.5KN =47.2KN8.2.1.作用在轴承上的载荷径向负荷1处轴承 ， 2处轴承, ， 轴向载荷 对于70000C型轴承，按1表13-7，轴承派生轴向力，其中e为表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故先选取e=0.4,因此估算 故轴承2“放松”，轴承1“压紧。 由表113-5插值计算计算当量动载荷 由资料1表13-5查得: 径向动载荷系数，。轴向动载荷系数 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表113-6，取,轴承的当量动载荷=(+)=1.5 =(+)=2007N验算轴承寿命因为,故只需校核1处轴承即可.轴承预期寿命与整机寿命相同,为:7200h轴承的实际寿命: 球轴承=3 具有足够的使用寿命.8.2.2轴承静负荷计算经计算,满足要求,计算过程(略).8.3中间轴滚动轴承校核 中间轴滚动轴承型号为：7308C，由2表9-19查出Cr=40.2 KN Cur=32.3KN8.3.1作用在轴承上的负荷。径向负荷A处轴承B处轴承轴向负荷 对于70000C型轴承，按1表13-7，轴承派生轴向力，其中e为表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故先选取e=0.4,因此估算外部轴向力 故轴承1“放松”，轴承2“压紧”。 由表113-5插值计算8.3.2计算当量动载荷 由资料1表13-5查得: 径向动载荷系数，。轴向动载荷系数 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表113-6，取,轴承的当量动载荷=(+)=1.5 =(+)=5205.65N8.3.3验算轴承寿命因为,故只需校核2处轴承即可.轴承预期寿命与整机寿命相同,为:7200h轴承的实际寿命: 球轴承=3 具有足够使用寿命。8.3.4轴承静负荷计算经计算，满足要求；计算过程略。9.选择和校核键联接9.1高速轴与联轴器相连的键连接选用及计算由轴设计可知 选用单圆头平键（C型），由1表6-1，键8756键接触长度l=L-b/2=50-4=46mm,k=0.5h=3.5mm,查1表6-2 ,键强度足够。 （9-1） 9.2中间轴与齿轮2的键连接选用及计算由前面轴的设计知本处轴径为，由1表6-1选择：键12845GB1096-79，圆头普通平键（A型）键接触长度l=L-b=45-12=33mm,k=0.5h=4mm, 查1表6-2 ,键强度足够。9.3 中间轴与齿轮3的键连接选用及计算由前面轴的设计知本处轴径为，由1表6-1选择：键12870GB1096-79，圆头普通平键（A型）键接触长