二级圆锥—圆柱齿轮减速器轴的方案设计

目录一、设计任务3二、电动机的选择和计算4三、传动比6四、传动装置的运动和动力参数7五、齿轮的设计计算9六、箱体的设计计算14七、二级圆锥圆柱齿轮减速器轴的方案设计16八、轴承的校核23九、键的选择与校核27十、轴承的润滑及密封29十一、设计小节30一、设计任务带式输送机的原理是通过传动装置给皮带传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下带式输送机传动装置设计1原始数据和条件1推力F4000；N2推头速度V085M/MIN；3工作情况两班制，常温下连续工作，空载起动，载荷平稳；4使用折旧期10年。2参考传动方案二、电动机的选择和计算1、类型按工作要求和条件，选用三相笼式异步电动机，封闭式结构；电压380V，Y型。2、容量,10WDAPFVK工作效率10DAFVP由电动机至运输带的传动总效率为421345A其中分别代表轴承、弹性联轴器、圆锥齿轮、圆柱齿轮、卷筒的效率。12345,查表1，取098，099096，097，096234542135090967081A841DAFVPKW3、电机转速卷筒轴工作转速为R/MIN60085342VND按表1推荐的传动比合理范围，取二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比1025AI故电动机转速的可选范围为R/MIN10258045DANI符合这一范围的同步转速有750，1000，1500R/MIN根据容量和转速，由有关手册查出有三种传动比方案方案电动机型号额定功率电动机转速R/MIN电动机重同步转速满载转速量KG1Y132S455K160M855KW7507201253Y132M2655KW100096085综合比较而言，选定方案3比较合适，因此选定电动机型号为Y132M26其主要性能如下满载时型号额定功率KW转速R/MIN电流（380V时）A效率功率因数起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M2655960658538465202电动机主要外形和安装尺寸列于下表单位MM中心高H外形尺寸/2LACDH底脚安装尺寸AB地脚螺柱孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FG1325153453152161781238801041三、传动比1、总传动比满载传动960R/MINMN960158NI2、分配传动装置传动比减速器传动比为I3、分配减速器的各级传动比圆锥齿轮传动比为1102516543,III令圆柱齿轮传动比为2123I四、传动装置的运动和动力参数1、各轴转速轴960/MININR轴132/IIII轴20579/INIINRI卷筒轴/MIIVI2、各轴输入功率KWIPD2142098416KW33KWII273、各轴输出功率轴09841608IKW轴393IP轴7265I4、各轴输入转矩电动机轴输出转矩405189DTNM轴I0123轴136091673IINM轴234752825III卷筒输入转矩24VIT5、各轴输出转矩轴098160983INM轴714I轴2527I卷筒轴8VIT6、运动和动力参数计算结果整理与下表效率P（KW）转距TNM轴名输入输出输入输出转速NMI/R传动比I效率电动机4204178960100099轴41640841364053960300094轴3913831167311431320552095轴37236561252600275797卷筒轴36135459427582385797100097五、齿轮的设计计算选用齿轮类型、精度等级、材料和齿数1、选直齿圆锥齿轮传动为高速传动，直齿圆柱齿轮为低速传动；2、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）3、材料选择，由表101选择两小齿轮材料都为40CR（调质）、硬度为280HBS；两大齿轮材料都为45号钢（调质）、硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS（一）高速级齿轮传动的设计计算1、选小齿轮齿数Z24，大齿轮Z。112ZI3242、按齿面接触强度计算由计算公式进行计算21319TETDHKTZUD1确定公式内的各计算值1试选定载荷系数13TK2计算小齿轮的转距41195053PTNMN3查表选得齿宽系数03R4由表106得，材料的弹性影响系数2189MPZE5小齿轮的大齿轮的LIM15,HMALIM250,HA6由公式计算压力循环次数假设一年工作300天10HNNJL996013761827523U7由图109查得接触疲劳寿命系数1092HNK，0HN，8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全叙述为S1，得可得LIM1092658HNKMPAS2LI202）计算计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值,1TDH3221331221894510996150ETRKTZUDM计算圆周速度V146/60TNS计算齿宽B2113294RTRUBD计算齿宽与齿高之比B/H模数159024TTMMZ齿高583TH则/9/836B计算载荷系数根据V3125M/S，8级精度，查得动载系数K112V取21FHK由表102查得使用系数10A由表109查得HBE则5F故载荷系数21568AVHK按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，3TTKD316820271M计算模数M取1284DZ3M3）按齿根弯曲强度设计1由式1023得弯曲强度的设计公式为132205FASRYKTZU确定各项计算值1由图1020C查得小齿轮的弯曲强度极限，大齿轮的弯曲强度极限为150FEMPAMPAFE822由图1018查得弯曲疲劳寿命系数87NK，29N3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，S14，由式（1012）得F108753419NFEKPAS292M4计算载荷系数K15168AVF查取齿型系数，查取应力校正系数得,65AY23FA158SAY2174SA5计算大、小齿轮的，并加以比较SF165801253479FAS2361754069FASY设计计算313322281052901545FASRKTMZU对计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数M大雨由齿根弯曲疲劳强度计算的模H数。由于齿轮模数M的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，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，可取由弯曲强度算得的模数2142，并就近圆整为标准值M25MM，按接触强度计算得的分度圆直径，167D算出小齿轮齿数16720845DZM大齿轮齿数23U这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑、避免浪费。4、几何尺寸计算1计算分度圆直径128570DZM241M2计算中心距12A3节锥顶矩2215831068MZRU4）节圆锥角16ARCTGT219073545）大端齿顶圆直径小齿轮A1D2COS7025COS1826743MM大齿轮25186齿宽03683RB取215,47验算11570TTFND583460ATKMB所以设计符合条件。（二）低速级齿轮传动的设计计算、齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理大小齿轮材料为45钢（调质）。齿面渗碳淬火，硬度为250HRC。（2）齿轮精度按GB/T100951998，选择8级，齿根喷丸强化。2、试选小齿轮的齿数为17，1Z212579384,9UZZ取3、按齿面接触强度计算由计算公式D进行计算2312TETDHKT1确定公式内的各计算值试选定载荷系数13；TK计算小齿轮的转距，由前面算得；5140TNM查表选得齿宽系数；0D由查表得，材料的弹性影响系数2189MPZE按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限6,HLIA大齿轮的接触疲劳强度极限250,HLIA由公式计算压力循环次数N601HJLN8603218319N28975查得接触疲劳寿命系数10,HNK27HN9计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全叙述为S1，得可得H11165NLIMMPAS22078HI2）计算计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值,1TDH,取2231610TETDKTZUDM165TD计算圆周速度V13452089/60TNS计算齿宽BBD1T计算齿宽与齿高之比B/H模数1T538247TMMZ齿高260TH则B/H65/8603756计算载荷系数根据V1089M/S，7级精度，由图103查得动载系数K105V假设，可查表得，10/ATBKFN21FHK由表102查得使用系数K01A由表104查得7级精度的小齿轮相对支承非对称分布时23864DHB（）有由B/H756，查表得，7F故载荷系数10521793AVHK按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，3TTKD1657235M计算模数1723546DMMZ3、按齿根弯曲强度设计得弯曲强度的设计公式为确定各项计算值；132FASTDYKMZ由图1020C查得小齿轮的弯曲强度极限，大齿轮的弯曲强度极限150EMPA为；MPAFE3802由图1018查得弯曲疲劳寿命系数；19FN，23FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，S14，由式（1012）可得1MPA109537FNEKSMPA22802541F计算载荷系数K13726AVF查取齿型系数，97FAY29A查取应力校正系数得,15S284SAY计算大小齿轮的，并加以比较SF129750763FASY219701549543FAS设计计算,12ASTDFYKMZ326276对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数M大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅于齿轮直径（即模数于齿轮的乘积）相关；可取由弯曲强度算得的模数2766MM，并就近圆整为标准值。按接触强度算得的分度圆直径。17235DM则小齿轮齿数，1Z7235412DM大齿轮齿数,128U几何尺寸计算计算分度圆直径1537D284Z计算中心距1251245DAM计算齿轮宽度取7B2175,80BM验算521403TTFND36107ATKB所以设计符合条件。六、箱体的设计计算已知中心距A2445MM,A为圆柱齿轮传动中心距。1、机座壁厚取10MM0253024539128AM2、机盖壁厚1取10MM18M13、机座凸缘厚度B5105B4、机盖凸缘厚度1M5、机座底凸缘厚度2B2510B6、地脚螺钉直径FD取。323645128FDAM24FD由机械设计手册上查的标准件内六角圆柱头螺钉其螺纹规格D为M（24）7、地脚螺钉数目N因为，所以445M0N8、轴承旁连接螺栓直径1D；取MM。10728FD120查得标准件六角头螺栓C级其螺纹规格D为M（20）9、机盖与机座连接螺栓直径2D20560564124FDM查得标准件六角头螺栓C级其螺纹规格D为M（12）10、连接螺栓的间距2L，取150LM17511、轴承端盖螺钉直径3D取30450452961FDM310D查得标准件内六角圆柱头螺钉其螺纹规格D为M1012、窥视孔盖螺钉直径4D取403032796FD48D查得标准件内六角圆柱头螺钉其螺纹规格D为M（8）13、定位销直径D取2787814M10查得标准件内六角圆柱头螺钉其螺纹规格D为M（10）14、至外机壁距离12,FD1C由机械设计课程设计指导书中表4，取11MIN28C15、至凸缘边缘距离2,F2C同样取4CM16、轴承旁凸台半径1R12RC17、外机壁至轴承座端面距离1L1204058LCM18、大齿轮顶圆与内机壁的距离取20MM12102M119、圆锥齿轮端面与内机壁的距离取2620、机盖、机座肋厚1,M11085085M21、凸台高度H22、轴承端盖凸缘厚度T，取3121012TDM12T23、轴承端盖外径D轴承孔直径38，取2D35D51089320DM24、轴承旁联接螺柱距离S90SM七、二级圆锥圆柱齿轮减速器轴的方案设计第一根轴的设计1确定输出轴上的功率，转速和转距。由前面可知489KW，960R/MIN,1P1N1T1P1N48645。TMN2求作用在轴上的力91387046521MDFT480162COS0TANCOSTANCOS“01RIT9138IT1I“FFR3、初步确定轴的最小直径低速轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，根据153取，于是得,显然此处为轴的最小直径为012A652094120330MINPAD使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距取。5,K73481TKCAA采用弹性块联轴器（TL4型）,其公称转矩为125，轴孔直径为25MM，轴孔长度NM联轴器与轴配合的毂孔长度所以52,L13LDI254、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案；具体的装配与结构图如装配图所示。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴处右边设一轴肩，取左端用轴28DM，端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径32MM,为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故段长度比稍短些，现取L236LM（2）初步选择滚动轴承，根据在轴承中选取0基本游隙组，标准精度级28,ID的单列圆锥滚子轴承30306，基本尺寸为故取3725DTM，其右端采用轴肩进行轴向定位，取H2MM,30IVID，IVIL故6IM3轴承盖的总宽度取为20MM,轴承距离箱体内壁为8MM,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为30MM，即30。IL3）轴上零件的周向定位联轴器与轴的联接采用平键联接。由手册查得平键截面键槽采用键槽铣刀加工，长度为20MM,同时为了保证齿轮与轴具有良87,BHM好的对中性，联轴器与轴的配合为H7/K6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为M6。小圆锥齿轮跟轴的连接采用平键，由手册查得平键截面键槽采用键槽铣刀加工，长度为32MM。6,4确定轴上圆角和倒角尺寸取轴左端的倒角为，其右端倒角。从左至2542045右轴肩的圆角半径分别为16MM，10MM，20MM，20MM，10MM，16MM。5、求轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定支点位置时承，应从手册中查取A值。对于30306型圆锥滚子轴承由手册查得A16MM,因此，作为简支梁的轴的支承跨距为,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。2163547M从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将计算出的截面C处的，值列于下表HMV载荷水平面H垂直面V支反力,1734NHF21NF,1256NVF2736NF弯矩69MM498M总弯矩M224169784196NM扭矩T053T6）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C的强度。查表可得22221CA3419604518MPAW前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得,因此，故安全。160CA1第二根轴的设计1、确定输出轴上的功率，转速和转距。由前面可知4696W，320R/MIN,2P2N2T22N140146NM2T2、求作用在轴上的力由前面第一根轴的受力分析可得作用在第二根轴上大圆锥齿轮的力NFNFNFRAARTT4801609138122由后面第三根轴的受力分析可得作用在第二根轴上小圆柱齿轮的力ARTNT3753323、初步确定轴的最小直径轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算公式，初步计算轴径，取012A。取此处为轴的最小直径。MNPAD2930641320MIN5IDM。4、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长度。（1）初选轴承为滚动轴承。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选取0基本游隙，标准精度级的单列圆锥滚子35D，轴承（型号为30307），基本尺寸为取823DBM，35IVIDM。（2）右端滚动轴承采用轴肩定位。由手册查得30307型轴承的定位轴肩高度H5MM，因此。锥齿轮距左端箱体的距离为16MM,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚45IDM动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S8MM。已知滚动轴承宽度T34MM,大锥齿轮轮毂长L40MM。所以。锥齿轮和轴承之间用轴环确定距1659IVILTM离，取其宽度为。3425I3已知大圆锥齿轮轮毂宽度为40MM,为了使套筒端面可靠地压紧圆锥齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取。圆锥齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，8IL07HD取H4MM，则轴环处直径。轴环宽度取。53IVDM14,BH,25IVLM4已知小圆柱齿轮轮毂的宽度为80MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取。至此轴的各端长度和直径都已确定。75IVLM3）轴上零件的周向定位圆柱齿轮和轴的联接采用平键联接。由手册查得平键截面，键149,BHM槽采用键槽铣刀加工，长度为63MM,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/N6；同样查得圆锥齿轮与轴的联结平键截面键槽采用键槽铣刀加工，长度为36MM,同时为了保证齿轮与轴具有良149,BHM好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/N6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为M6。4确定轴上圆角和倒角尺寸取轴左端倒角为，其右端倒角。从左至20452045右轴肩的圆角半径均为20MM。5轴承由手册查得宽度为A17MM，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为。9LM从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将计算出的截面C处的，值列于下表HMV载荷水平面H垂直面V支反力,178NF21876N,1376NVF2589N弯矩49HM1M24MV216M总弯矩2214981745016MNM2697扭矩T23T6）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C的强度。查表可得22221CA315706149035MMPAW前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得,因此，故安全。16CA1第三根轴的设计1、确定输出轴上的功率，转速和转距。由前面可知451KW，7167R/MIN,3P3N3T33N600936。3TNM2、求作用在齿轮上的力因已知低速级齿轮的分度圆直径为MM419852ZMDTN32754196023DFT108COS“0TGNTR4ANA“3、初步确定轴的最小直径低速轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取012A,输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直MNPAD7461520330MIN径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需确定联轴器的型号。IID联轴器的转距取。,AKNMTCAA4091360513查标准GB/T50141985,选用弹性块柱联轴器HL4型，其公称转矩为半联25轴器的孔径故取；长度联轴器与轴的配合长度为50,ID02,L184LM。4、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长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴处右边需制出一轴肩，取左端56DM用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径60MM。为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故段长度比L稍短些，现取182ILM。（2）初选轴承为滚动轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选取单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆56ID，锥滚子轴承，其基本尺寸为故取134DT，60IVIDM。3取安装齿轮处的轴段的直径，齿轮的右段与右轴承之间采用套65VIDM筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为75MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取左端采用轴肩定位，轴肩高度所72VIL。07,H6MHD取，以取齿轮距右端箱体的距离为16MM,7,B14H,VIDM轴环的宽度8VIL。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S8MM。已知滚动轴承宽度T34MM,所以。165IVITS4锥齿轮距左端箱体的距离为16MM,锥齿轮与圆柱齿轮的距离为C25MM。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S8MM。已知滚动轴承宽度T34MM,大锥齿轮轮毂长L40MM。则；348165IVLTSAM。240IBC至此轴的各端长度和直径都已确定。3）轴上零件的周向定位齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按有手册查得平键截面65VIDM键槽采用键槽铣刀加工，长度为63MM,同时为了保证齿轮与轴具有201,BHM良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/N6同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为14MMMM,长度70MM,半联轴器与轴的配合为H7/K6滚动轴承与轴的周向定位9是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为M64确定轴上圆角和倒角尺寸取轴左端的倒角为25，其右端倒角20。从045045左至右轴肩的圆角半径分别为16MM，16MM，20MM，20MM，20MM，16MM5首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定支点位置时承，应从手册中查A值。对于30312型圆锥滚子轴承由手册查得A27MM,因此，作为简支梁的轴的支承跨距为L192MM,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将计算出的截面C处的，值列于下表HMV载荷水平面H垂直面V支反力,F1723NF2154N,1430NVF21067NF弯矩89HM735VMMM总弯矩22129651384扭矩T607TN6）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C的强度。查表可得222213CA39046073815MMPAW前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得,因此，故安全。16CA1八、轴承的校核（一）高速级轴的轴承的校核初步选滚动轴承因轴承受有径向力和轴向力作用，选用圆锥滚子轴承，根据在轴承中选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，基28,IDM本尺寸为。1、轴承的受力分析FRFTFV1FV2FH1FH2垂直面内轴的受力水平面内轴的受力齿轮减速器高速级传递的转矩14053TNM轴承的垂直面的支座反力分别为N；N；26V2736V所处轴承的水平面的支座反力分别为N；N；1734HF21HF根据受力分析及实际情况，选择深沟球轴承。轴承型号为303062、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击，查表136得冲击载荷系数；15PF轴承A受的径向力FN,1R22217346738HV60PRPFN轴承B受的径向力FN；2R22214HV3PRFF3、轴承寿命计算与校核因，则按轴承B来计算轴承寿命。12PLH36681007245109HCN实际工作需要的时间为，故所选轴承满足寿命要求。1036480HL（二）中间级轴承的设计与校核初步选滚动轴承因轴承受有径向力和轴向力作用，选用圆锥滚子轴承，根据选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其基本尺寸56IDM，为。1、中间级受力分析2AFDMR2TF2T2A2RFFV2FV1FH1FH2R垂直面内轴的受力水平面内的受力作用在圆锥大齿轮（从动轮）上的力为圆周力,213897TTN径向力60RAF其所受力的方向与速级小圆锥齿轮的方向相反，大小相同。作用在中间级小圆柱齿轮（主动轮）上的力为圆周力2375TTFN径向力2342R2、计算轴上的支反力垂直面的支座反力分别为,176NVF2589NV水平面的支座反力分别为,18H2176H3、轴承的选择与计算根据受力分析及实际情况，选择深沟球轴承，型号为30307。轴承A受的径向力N,1RF2217836178HV11268PRPFFN轴承B受的径向力FNR22187659163HVF22945PF4、轴承寿命计算与校核因，则按轴承B来计算轴承寿命。12PLH366810072971034HCN实际工作需要的时间为，故所选轴承满足寿命要求。1HL（三）低速级轴承的设计与计算1、低速级轴和轴承所受的力圆周力N,TF23DT360712554径向力FRTNGN作用在低速级齿轮上的力为轴承的垂直面的支座反力分别为,1430VFN21067V轴承的水平面的支座反力分别为,；176H2534H2、初选轴承型号根据受力分析及实际情况，初选圆锥滚子轴承,轴承代号30312内径为60MM、0级公差、0组游隙的圆锥滚子轴承。3、计算轴承受的径向力轴承A受的径向力N,1RF222176431085HV1608PPFN轴承B受的径向力FN,2R222571HV235PF4、轴承寿命计算与校核因，则按轴承B来计算轴承寿命。12PLH3661020107208659HCN实际工作需要的时间为，故所选轴承满足寿命要求。34HL九、键的选择与校核设定输入轴与联轴器之间的键为1，大圆锥齿轮与中间轴之间的键为键2，小圆柱齿轮与中间轴之间的键为