机械设计课程设计-电动绞车的传动装置两级展开式圆柱齿轮减速器F=6000V=0.48D=400.docx

机械设计课程设计计算说明书题目：电动绞车的传动装置两级展开式圆柱齿轮减速器 全套图纸加扣3012250582 机械设计制造及其自动化专业142班 设计者： 指导教师： 2016年10月27日 大连民族大学机电工程学院目 录1. 设计任务书 12. 传动方案的拟定及电动机的选择 13. 传动装置的运动和动力参数计算 34. 传动零件的设计计算55. 轴的计算 19高速轴设计19中间轴设计22低速轴设计246. 键连接的选择和校核26 7. 滚动轴承的选择和校核278. 润滑与密封的选择319. 设计小结3110.参考资料31一、机械设计课程设计任务书（一）课程目的：1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。设计题目：电动绞车的传动装置传动简图 原始数据：钢丝绳拽引力F=6000N 钢丝绳速度V=0.48m/s ； 滚筒直径 D=400 mm ； 滚筒长度 L=800 mm ； 运输带速允许误差 5% 工作条件：工作环境清洁；载荷平稳 使用期限：8年；2班制生产数量：批量生产设计工作量：1.项目设计说明书一份；2.工程图一套，装配图一张（A0）其他零件图三张；3.零件三维造型设计报告一份；4.项目设计报告一份二、传动方案的拟定及电动机的选择计算项目及内容主要结果1.电动机的选择（1）选择电动机类型按工作要求用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。（2）选择电动机容量电动机所需工作功率由式（3-1）得 传动装置的总效率 查表3-1机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：带式输送机可取联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对），减速器内闭式齿轮传动带入得： 所需电动机功率为 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，由第17章所示Y型三相异步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为3kw。（3）确定电动机转速卷筒轴工作转速为 由表2-2可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为840,开式齿轮传动传动比为故电动机转速的可选范围符合这一范围的同步转速有1000和1500两种方案进行比较。由表17-7查得电动机数据及计算出的总传动比列于表1中 表1 电动机数据及总传动比电动机型 号额定功率电动机转速n/()同 步转 速满 载转 速Y132M1-6410009602传动装置的总传动比及其分配计算总传动比：根据电动机满载转速及工作机转速，可得传动装置所要求的总传动比为 合理分配各级传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材料的材质相同，齿宽系数相同时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近（即两个大齿轮分度园直径接近），且低速级大齿直径略大，传动比可按下式分配，即又因为圆柱齿轮传动比的单级传动比常用值为35，所以选,。三计算传动装置的运动和动力参数传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速（2）各轴输入功率:为几对齿轮啮合，几个联轴器，几对轴承的效率积 工作机轴3）各轴输入转距表2 运动和动力参数轴号功率P/kw转距T/(N.m)转 速n/(r/min)传动比i电动机轴3.5735.519601高速轴3.5335.129604.26中速轴II3.42144.93255.353.27低速轴3.32461.0468.773工作机轴3.161317.2422.914. 齿轮零件的设计计算计算项目及内容主要结果一）开式齿轮传动设计参数：1选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数。1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）电动绞车为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度3）材料选择及热处理：参考表10-1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。4） 试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，2按齿面接触强度设计按式（10-11）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.32）由表10-7选取齿宽系数d=13）小齿轮传递的转距4）由课本表10-6查得材料的弹性影响系数5）由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限6）由课本式（10-19）计算应力循环次数 7）由课本图10-19查得接触疲劳寿命系；8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3) 计算齿宽b 4)计算载荷系数K已知载荷平稳，由课本表10-2选取使用系数取；根据，7级精度，由课本图10-8查得动载系数；直齿轮，；由课本图10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， ；故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数3. 按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5） （1）计算公式内的各计算数值1）由课本中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳极限；2）由课本图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；3）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由课本式（10-12）得 4）查取齿型系数由课本表10-5查得；。5）查取应力校正系数由课本表10-5查得；。6）计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大4）计算载荷系数(2) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关， ，并按接触疲劳强度算出的分度圆直径=108.37mm，算出小齿轮齿数取=28，则，取=854几何尺寸计算1）计算大、小齿轮的分度圆直径 2）计算中心距 3）计算齿轮宽度 mm则取；。5. 齿面疲劳强度校核 V=0.40m/s 主要设计结论: Z1=28 Z2=85 模数m=4mm 压力角=20 中心距a=226mm 齿宽b1=117mm b2=112mm 轮用Gr（调质）大齿轮用45钢（调质） 7级精度Kt=1.3d=1=28=85计算项目及内容主要结果二）高速级齿轮的设计设计参数：两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级常用斜齿轮，则设计第一传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。1选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1）电动绞车为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）2）材料及热处理：由课本表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为40钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3） 试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取4）选取螺旋角。初选螺旋角=11。2.按按齿面接触强度设计按课本式（10-21）计算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.32）由课本图10-30选取区域系数ZH=2.443）由课本表10-7选取齿宽系数d=14）经计算5）小齿轮转距N.mm6）由由参考文课本表10-6查得材料的弹性影响系数7）由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限8）由课本式（10-13）计算应力循环次数9）由课本图10-19查得接触疲劳寿命系；10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数5）计算载荷系数K已知载荷平稳，由课本表10-2选取使用系数取根据，7级精度，由课本图10-8查得动载系数；由表10-4查得的计算公式和直齿轮的相同故由表10-3查得。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由课本式（10-10a）得 7）计算模数3按齿根弯曲强度设计由课本式（10-17） （1）确定计算参数1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，从课本图10-28查得螺旋角影响系数Yb=0.904,=0.6953）计算当量齿数4）查取齿型系数由课本表10-5查得；5）查取应力校正系数由课本表10-5查得； 6）由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限7）由课本图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献课本式（10-12）得 9）计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2，已可满足强度。齿数取=17，则，取=734几何尺寸计算 1）计算中心距 圆整a=115 修正螺旋角=11.9692) 计算分度圆直径 3）计算齿轮宽度 mm则取；。=11m=2=17=73=11.969计算项目及内容主要结果三）低速级齿轮的设计设计参数：设计第二传动所用齿轮为斜齿圆柱齿传动。1选定齿轮的精度等级、材料及齿数。1）电动绞车为一般工作机器，转速不高，故选用7级精度2）材料及热处理：由课本表10-1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。4） 试选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取4）选取螺旋角。初选螺旋角=11。2.按按齿面接触强度设计按课本式（10-21）计算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt=1.32）由课本图10-30选取区域系数ZH=2.44 3）由课本表10-7选取齿宽系数d=14）经计算5）小齿轮转距1.45N.mm6）由由参考文课本表10-6查得材料的弹性影响系数7）由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限的接触疲劳强度极限8）由课本式（10-13）计算应力循环次数9）由课本图10-19查得接触疲劳寿命系；10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数5）计算载荷系数K已知载荷平稳，由课本表10-2选取使用系数取根据，7级精度，由课本图10-8查得动载系数1.423；由表10-4查得的计算公式和直齿轮的相同故由表10-3查得1.4。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由课本式（10-10a）得 7）计算模数3按齿根弯曲强度设计由课本式（10-17） （1）确定计算参数1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，从课本图10-28查得螺旋角影响系数Yb=0.892,=0.6893）计算当量齿数4）查取齿型系数由课本表10-5查得；5）查取应力校正系数由课本表10-5查得； 6）由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限7）由课本图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献课本式（10-12）得 9）计算大，小齿轮的 ，并加以比较（2）设计计算调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v： d1=mntZ1/cos=40.937 v=d1n1/(6001000)=0.483 齿宽b: b=dd1=40.937宽高比b/h: h=(2h*an+c*n)mnt=4.759 b/h=8.6022）计算实际载荷系数K 由表10-2 查得KA=1.25根据v=0.223m/s 七级精度 由图10-8查得KV=1.02齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1=2145000/40.937=7084N KAFt1/b=173100N/m 查表10-3得 KH=1.2 由表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置时KH= 1.417 结合b/h=8.602查图10-13，得KF=1.34 则：KH=KAKVKHKH=1.0211.21.417=1.734由式(10-13),可得按实际载荷系数算的的齿轮模数 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跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=4，已可满足强度。4几何尺寸计算 1）计算中心距 圆整a=165 修正螺旋角=10.9423) 计算分度圆直径 3）计算齿轮宽度 mm则取；。=11m=4=10.942 表 3项目d/mmzmn/mmB/mmb材料旋向高速级齿轮143.445172.54940Gr左旋齿轮2186.556734445钢右旋低速级齿轮377.4071948340Gr左旋齿轮4252.592627845钢右旋五轴的设计齿轮机构的参数列于下表： 表4级别高速级低速级17197362 2.5 42.5564.07 1齿宽/mm；（一）高速轴的设计。已知参数：，1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 高速轴结构图2初步确定轴的最小直径 先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取，于是得高速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图4）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ，查课本表14-1，考虑到转距变化很小，故取，则按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查标准GB/T5014-2003，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转距为250000N.mm。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，左端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段长度应比略短一些，现取。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为的,故。3）由于齿根圆到键槽底部的距离（为端面模数），所以把齿轮做在轴上，形成齿轮轴。参照工作要求并根据， 左端滚动轴承采用轴肩定位，。右端滚动轴承与轴之间采用挡油板定位，因此，取。 4）已知高速级齿轮轮毂长b=49mm,做成齿轮轴， 则。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。半联轴器与轴连接，按由参数文献课本表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为40mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径R1。4. 轴的校核首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于32305型圆锥滚子轴承，由手册查得=16mm，因此作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=148.25+57.75=206d1=43.452mmFt=1616NFr=600NFa=343N根据轴计算简图做出弯矩图和扭矩图FNH1=L2Ft/(L2+L3)=148.251616/206=1163NFNH2=L3Ft/(L2+L3)=57.751616/206=453NFNV1=L2Fr/(L2+L3)=148.25600/206=432NFNv2=L3Fr/(L2+L3)=57.75600/206=168NMH=FNH1L3=116357.75=67163N.mmMv1=FNv1L3=43257.75=24948N.mmMv2=FNv2L2=168148.25=24906N.mmM1=71647N.mmM2=71632N.mm由此可知 M1M2从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH,MV,M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1163N FNH2=453NFNV1=432NFNv2=168N弯矩MMH=67163N.mmMv1=24948N.mmMv2=24906N.mm总弯矩M1=71647N.mmM2=71632N.mm扭矩TT1=35120N.mm (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度，根据公式及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环变应力取=0.6，轴的计算应力前已选定轴材料为40Cr（调质）查表知=70MPa因此，故安全（二）中速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力因已知中速轴小齿轮的分度圆直径为 而 中速轴结构图2初步确定轴的最小直径 先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取，于是得3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30206的,故。2）取安装小齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用挡油板定位.齿轮轮毂的宽度为77，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，取h=3mm，则轴直径。3) 取安装大齿轮处的轴段-的直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为44m，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取h=3mm，与小齿轮右端定位高度一样。4）取小齿轮距箱体内壁的距离，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为，齿轮与齿轮之间的距离为c=10，已知滚动轴承宽度T=17.25m。则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由参数文献课本表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为70mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理，由参数文献课本表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为36；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为j64）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径R1.6.4. 轴的校核（三）.低速轴的设计已知参数：，*-图7 低速轴结构图 轴的最小直径 先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取，于是得可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ，考虑到转距变化很小，故取，则按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查标准GB/T5014-2003，选用LX3型弹性柱销联轴器；联轴器的孔径，故取，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径，右端用轴肩定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段长度应比略短一些，现取2）初步选择滚动轴承，选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承30209，其尺寸为的,故；右端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，故取3）取安装齿轮处的轴段是直径，齿轮右端采用轴肩定位，取h=4mm, 则轴环处的直径，取。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由课本表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为90mm；同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为，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，此处选轴的直径尺寸公差为j6。(4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考课本表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角径为R1.64. 轴的校核首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于30308型圆锥滚子轴承，由手册查得=29mm，因此作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=76.25+132.75=209mm Ft=2T3/d3=2461040/252.34=3653.8NFr=Ft=3653.8=1329.8N根据轴计算简图做出弯矩图和扭矩图FNH1=L2Ft/(L2+L3)=76.253654/209=1333NFNH2=L3Ft/(L2+L3)=132.753654/209=2321NFNV1=L2Fr/(L2+L3)=76.251329.8/209=485NFNv2=L3Fr/(L2+L3)=132.751329.8/209=845NMH=FNH1L3=1333132.75=176955.75N.mmMv1=FNv1L3=485132.75=64383.75N.mmMv2=FNv2L2=84576.25=64431.25N.mmM1=314768N.mmM2=314778N.mm由此可知 M1M2从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH,MV,M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=1333N FNH2=2321NFNV1=485NFNv2=845N弯矩MMH=308113N.mmMv1=64384N.mmMv2=64431N.mm总弯矩M1=314768N.mmM2=314778N.mm扭矩TT1=461035N.M (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度，根据公式及表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环变应力取=0.6，轴的计算应力前已选定轴材料为45钢（调质）查表知=60MPa因此，故安全六.键的校核（一）高速轴上键的校核高速轴外伸端处键的校核已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=6mm,高度h=6mm，键长L=40mm。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由课本表6-2查得许用挤压应力=120150Mpa,取其平均值，=135Mpa。键的工作长度l=L-b=40mm-6mm=34mm,键与联轴器键槽的接触高度k=0.5h=3.0mm.由课本式（6-1）可得 Mpa故挤压强度足够。（二）中速轴上键的校核 1）中速轴上小齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=8mm,键长L=70mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由课本表6-2查得许用挤压应力=120150Mpa,取其平均值，=135Mpa。键的工作长度l=L-b=70mm-10mm=60mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4mm.由课本式（6-1）可得故挤压强度足够。 2）中速轴上大齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=10mm,高度h=8mm,键长L=36mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由课本表6-2查得许用挤压应力=120150Mpa,取其平均值，=135Mpa。键的工作长度l=L-b=36mm-10 mm=26mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.58mm=4.0mm.由课本式（6-1）可得 故挤压强度足够。（三）低速轴上键的校核 已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度b=14mm,高度h=9mm，键长L=70mm。齿轮，轴和键的材料皆为45钢由课本表6-2查得许用挤压应力=120150Mpa,取其平均值，=135Mpa。键的工作长度l=L-b=70mm-14mm=56mm,键与齿轮键槽的接触高度k=0.5h=0.59mm=4.5mm.由课本式（6-1）可得七.轴承寿命的验算(一)高速轴上轴承的寿命校核已知参数，。圆锥滚子轴承30206的基本额定动载荷C=43200N。1.求两轴承受到的径向载荷和 2.求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，其中Y