二级圆锥-圆柱斜齿轮减速器设计

机械设计课程设计设计计算说明书设计题目带式运输机传动装置班级设计者指导教师完成日期目录1设计任务书32选择电动机33传动零件的设计及计算64轴的设计计算155轴承的校核286键链接的选择及校核307联轴器的选择308润滑与密封329减速器附件的选3310设计小结3311主要参考文献34设计计算及说明结果一、设计任务书11传动方案示意图图一、传动方案简图12原始数据工作机输入功率（KW）工作及输入转速（RPM）36510013工作条件二班制，使用年限为5年，连续单向于运转，载荷平稳，结构紧凑。34设计计算及说明结果二、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算21电动机的选择1、电动机类型选择选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。2、电动机容量选择1电动机输出功率DP考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为DW/为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即08424231联轴器效率取099滚动轴承效率取09912齿轮传动效率取096卷筒效率取097DPW/365097/0842420KW（3）确定电动机的额定功率ED因载荷平稳，电动机额定功率P略大于D即可。所以可以暂定电动机的额定功率为55KW。3、确定电动机转速由于两级圆锥圆柱齿轮减速器一般传动比为1025，故电动机的转速的可选范围为1DN21025）WN10002500R/MIN。，这里初选同步转速为1500R/MIN的电动机。0842DP420KWED55KW2设计计算及说明结果表2电动机方案比较表（指导书表191）电动机转速（R/MIN）电动机型号额定功率（KW）同步满载启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132S45515001440222222传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1、传动装置总传动比/MWIN1440/1001442、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，低速级为圆柱齿轮传动其I2501传动比可大些。所以可取3641I2I23计算传动装置的运动和动力参数1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）1440R/MINN0/IM1440/36400R/MIN1/400/4100R/MIN2IIVN100R/MIN2、各轴输入功率IEDP416KW1395KW32P368KWIVPI356KW13、各轴转矩950IIPTN2759NM选Y132S4型电动机361I421440N400IV100R/MINIP416KWI395KWI368KWIVP356KW设计计算及说明结果950IIPTN9431NMII35144NM950IVIVPTN33998NM将计算结果汇总列表如下表3轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III工作机轴IV转速（R/MIN）14401440400100100功率（KW）420416395368356转矩NM2785275994313154433998传动比136401效率099095096098三、传动零件的设计计算31圆锥直齿齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为IP365KW、小齿轮转速为1440R/MIN、齿数比为36由N电动机驱动。工作寿命5年（设每年工作360天），二班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度（GB1009588）（2）材料选择由机械设计（第八版）表101小齿轮材料可选为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。设计计算及说明（3选小齿轮齿数,则大齿轮齿数25Z190Z63122、按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式1TD32122905EFRZKTU（1）、确定公式内的各计算值1）试选载荷系数1TK182）查图1021齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPA大齿轮的HLIM1接触疲劳极限550MPAHLIM23）查表106选取弹性影响系数EZ189812MPA4）由教材公式1013计算应力值环数N60NJ6014401（283008）33177610H1HL9N0921610H297查教材1019图得K091K093128齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1,安全系数S1,应用公式（1012）得090600546H1SHN1LIMMPA09355051152K2LI（2）设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入H中的较小值得1TDM2059630513082758923222）计算圆周速度VM/S46160N2T3）计算载荷系数系数AK1，根据V446M/S，7级精度查图表（图108）得动载系数V1131TK18600HLIM1MPA550LI2MPAD1V446M/S查图表（表103）得齿间载荷分布系数HFK11设计计算及说明结果根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表109得125HBK的15X1251875FHK得载荷系数AVHK2334）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得3TTDM5648132595）计算模数M2064ZM13、按齿根弯曲疲劳强度设计设计公式M312405FASRYKTZU（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数AVF1X115X1X18752332）计算当量齿数26041V1COSZ32143223）由教材表105查得齿形系数60Y1F06Y2F应力校正系数59S971S4由教材机械设计图2020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限A1FEMP50A2FEMP3805由机械设计图1018取弯曲疲劳寿命系数K086K0911N2FN6计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数4S，得K233M258MM1V1COSZ26042V2CS32143A1FEMP50A2FE38K0861FNK091214S设计计算及说明结果F1A1FENMP143075860SKF2A2F297计算大小齿轮的,并加以比较FSAY013543796021A6Y2FS大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算（2）设计计算M918263250135014924M2取M3MM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强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T13571987圆整为标准模数,取M3MM但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径D645来计算应有的齿数1M计算齿数Z25取Z25那么Z362590124、计算几何尺寸（1）D751253Z（2）D270290M（3）211DARCOTCSR316（4）739012（5）MM19826DR12113071F4MPA22470FMPAM3MMZ251Z3625290D751D2270R1981MM设计计算及说明结果（6）65圆整取B65MMRB（7）机构设计小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆直径为75MM采用实心结构其零件图如下大锥齿轮（齿轮2）大端齿顶圆直径为270MM采用腹板式结构图一、圆锥直齿齿轮32圆柱斜齿齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为IP395KW、小齿轮转速为400R/MIN、齿数比为4。工N作寿命5年（设每年工作360天），二班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。（GB1009588）（2）材料选择由机械设计（第八版）表101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250HBS，二者材料硬度相差30HBS。（3选小齿轮齿数,初选螺旋角。20Z1142、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算B65MM设计计算及说明结果21312HEDTTZUTK（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数1TK162）查教材图表（图1030）选取区域系数HZ24333）查教材表106选取弹性影响系数E189812MPA4）查教材图表（图1026）得1A076208812A16425）由教材公式1013计算应力值环数N60NJ604001（283008）0921610H1HL9N0230410H296）查教材1019图得K095K098127）查取齿轮的接触疲劳强度极限750MPA700MPAHLIM1HLIM28）由教材表107查得齿宽系数D19）小齿轮传递的转矩1T94310NM10）齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1,安全系数S1,应用公式（1012）得7125H1SKHN1LIMMPA09870068622LI（2）设计计算1）按式计算小齿轮分度圆直径1TD213HEDTTZUTKM264569814356294032）计算圆周速度09684M/S1VNT计算齿宽B及模数NTM1TK16D1890K1HNK092H17125MPA6862V09684M/S设计及设计说明结果BD1T4626MMNTMM2401264ZD1TCOSCOS4计算齿宽与高之比HB齿高H225224505NT259160HB064/5计算纵向重合度0318D1ZTAN0318X1X20TAN15857146计算载荷系数K系数A1，根据V09684M/S，7级精度查图表（图108）得动载系数V104查教材图表（表103）得齿间载荷分布系数HFK12由教材图表表104）查得1H132查教材图表（图1013）得F1417所以载荷系数AVHK17727按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径1D3TTDM84962438计算模数1NM120ZCOSCOS3、按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式设计NMCOS2123FSADYZKT（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数AVFK19452）根据纵向重合度15857查教材图表（图1028）查得螺旋影响系数15857K2K19453COSY0883）计算当量齿数2191VZ设计及设计说明结果8762V3COS4）查取齿形系数查教材图表（表105）1FY280，2F2225）查取应力校正系数查教材图表（表105）S155，SY1776）查教材图表（图1020C）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限1FE680MPA，大齿轮弯曲疲劳强度极限2FE650MPA。7）查教材图表（图1018）取弯曲疲劳寿命系数K088K0921FN2FN8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S14，由式EFS得F143271680SKFN215929）计算大、小齿轮的FSY，并加以比较015443278Y1FS小齿轮的数值大选用922S（2）设计计算1）计算模数M67164210054894351M3NCOS对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数M大于由齿根弯曲疲劳N强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/1F51S7Y2A1FEMP68024K0881FNK0922圆整为标准模数,取M2MM但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强N度算得的分度圆直径D498来计算应有的齿数1设计及设计说明结果2）计算齿数Z取Z20那么Z420801NM489COS124、几何尺寸计算（1）计算中心距A1288COS21NZ142580COSM（2）按圆整后的中心距修正螺旋角ARCCOS02MN1因值改变不多,故参数,等不必修正KHZ（3）计算大小齿轮的分度圆直径D515；D20611COS01452ZNM2COS014528ZNM（4）计算齿轮宽度B；15B261（5）结构设计小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为515MM采用实心结构大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为2061MM采用腹板式结构其零件图如下D5151D20612M51B26设计计算及说明结果四轴的设计计算41输入轴（I轴的设计1、求输入轴上的功率IP、转速和转矩NTI416KW1440R/MIN2759NM2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为M62501DRM（则N81792TFT3COSANR10IT图四、输入轴载荷图FT881NFR308NFA90N3、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153，取012A，得设计计算及说明结果MM95140612NPD33I0MIN输入轴的最小直径为安装联轴器的直径2D，为了使所选的轴直径12D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CAATK，查机械设计（第八版）表141，由于转矩变化很小，故取3A，则2CAATK13X4160054080NMM查机械设计课程设计表144，选LX1型弹性柱销联轴器其工称转矩为160160000NM，半联轴器的孔径。取12D30MM，半联轴器长度L82MM，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60MM。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五）图五、输入轴轴上零件的装配（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，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M37D258MM1L2）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131M37D2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30308，其尺寸为40MM90MM2525MM所以而2525MMTDD40334L12D30MMM37D258MM14032525MM设计计算及说明结果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131查得30308型轴承的定位轴肩高度，因此取M49DAM49D53）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56367段应略短于轴承宽度，故取24MM，5L054）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3LM，取50MM。23L5）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6172BAL，故取M9845（3）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（八）表61M35D67查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45MM，同时为HB810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，67NH半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚MLHB50810K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。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245，轴肩处的倒角可按R16R2适当选取。5、求轴上的载荷（30308型的A195MM。所以俩轴承间支点距离为1095MM右轴承与齿轮间的距离为5425MM。）（见图四）载荷水平面H垂直面VNFN651NFN1326支反力F97285弯矩MMH3MMV74192总弯矩1009701NMM264315M49D536724MM，5L40D650MM23M1L679845MATHVMT设计计算及说明扭矩T2759NMT结果6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取06，轴的计算应力为1279MPA14275919WTM322I2CA前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表151查得1160,CAP，故安全。42输出轴（轴）的设计I1、求输出轴上的功率IP、转速和转矩NITI368KW100R/MIN35144NMI2、求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为M28193ZD而N67045T2FTCOSANR597T圆周力TF、径向力R及轴向力AF的方向如图六所示3、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153，取012A，得M3768NPD33IMIN输出轴的最小直径为安装联轴器的直径12D，为了使所选的轴直径12D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TKACA机设计计算及说明FT3637NFR136434NFA9075NM37DIN结果械设计（第八版）表141，由于转矩变化很小，故取13AK图六、输出轴的载荷图1339092508196NMTKACA查机械设计课程设计表144选LX3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250NM半联轴器的孔径140DM，所以取40MM，半联轴器长度L112MM，半联21D轴器与轴配合的毂孔长度为84MM。4、轴的结构设计（1拟定轴上零件的装配方案（见图七）图七、输出轴轴上零件的装配40MM21D（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，1段轴左端需制出一轴肩，故取23段的设计计算及说明结果直径2347DM，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度18L，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12段的长度应比1略短些，现取128LM。2）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2347D，由机械设计课程设计表131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5195DDTMM，347850DM，因而可以取3429L。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表131查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取60A60MM。54D3）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62MM，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58MM齿76L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76D高度07HD，故取4HM，则轴环处的直径为563DM。轴环宽度14B，取568L。4）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30L故2350L5）齿轮距箱体内比的距离为A16MM，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为C20MM，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离S8MM。可求得5725MM87L86MM54（3）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67D由机械设计（第八版）表61查得平键截面160BHM，键槽用键槽铣刀加工，长为50MM，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2347DM18L50MM43D50MM8734295LM60MMD58MM76L55MM7653DM8L2350L875725MM86MM54L为设计计算及说明结果；同样半联轴器与轴的连接，选用平键12870M，半联轴器67NH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K轴的尺寸公差为M5。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为24，轴肩处的倒角可按R16R2适当选取。5、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离A23MM。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L16125MM，L213125MM。做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0，轴的计算应力3222I2CA51064WTM前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表151查得1160,CAP，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度载荷水平面H垂直面VNFN4921NFN1371支反力F03452弯矩MMH65MMV89总弯矩155050NMM2217扭矩T35144NMIT（1）判断危险截面设计计算及说明结果由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。（2）截面右侧校核抗弯截面系数33372504610MDW抗扭截面系数92T截面右侧弯矩NMVH32截面上的扭矩35144NMIT截面上的弯曲应力10273415BPAW截面上的扭转切应力7027MPA9TT轴的材料为45钢，调质处理。由表151查得60BM1275MPA1PA截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表32查取。因2036RD，615DD，经插值后查得94又由机械设计（第八版）附图32可得轴的材料敏感系数为082Q8Q故有效应力集中系数为1102198546KQ由机械设计（第八版）附图32的尺寸系数，扭转尺寸系数083。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图34得表面质量系数为092设计计算及说明结果轴未经表面强化处理，即1Q，则综合系数为912860614583KK又取碳钢的特性系数为015计算安全系数CAS值127234864105862315752402AMCAKSSS故可知安全。（3）截面左侧抗弯截面系数333516701MDW抗扭截面系数252T截面右侧弯矩NMVH32截面上的扭矩351440NMMIT截面上的弯曲应力0151027365BMPAW截面上的扭转切应力TT10632754设计计算及说明结果过盈配合处取08K314则25K故有效应力集中系数为又取碳钢的特性系数K计算安全系数CAS值1275138369675802219801523AMCASKSS故可知安全。43中间轴（II轴）的设计1、求输入轴上的功率P、转速N和转矩TKW400R/MIN9431NM953P2、求作用在齿轮上的力已知小斜齿轮的分度圆直径为M50ZDM50ZDN294104372F5A4372509412DT1TANTR1TTACOSTNCOS已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径设计计算及说明N2941F537ART结果N3297206483AF58641592DTM45203RZMR50112TAR2T2TMSINTASINCOCO/圆周力1、2T，径向力1RF、及轴向力1AF、的方向如图八所示图八、中间轴受载荷图329F5864MDART23、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40CR（调质），根据机械设计（第八版）表153，取，得，中间108AM17234095AD3MIN计计算及说明1723DMIN结果轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径12D和564、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图九）图九、中间轴上零件的装配（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，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据1256421DM，由机械设计课程设计表131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30306，其尺寸为370DDTM，125630D。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131查得30306型轴承的定位轴肩高度H37MM，因此取套筒直径37MM。2）取安装齿轮的轴段2345D，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LM，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，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度38L207HD，故取4H，则轴环处的直径为34DM。3）已知圆柱直齿轮齿宽167B，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453LM。1230DM562345D8LM3456L127340M56L4）齿轮距箱体内比的距离为A16MM，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为C20MM，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离S8MM。则取12537LM3420LM5647LM（3）轴上的周向定位设计计算及说明结果圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按23D由机械设计（第八版）表61查得平键截面108BHM，键槽用键槽铣刀加工，长为32MM，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76HM；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按45D由机械设计（第八版）表61查得平键截面108BHM，键槽用键槽铣刀加工，长为50MM，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76HM；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。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为245，轴肩处的倒角可按R16R2适当选取5、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离A153MM。所以轴承跨距分别为L15545MM，L2745MM。L36095MM做出弯矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下载荷水平面H垂直面VNFN3192NF1952支反力F5840N603弯矩MMH612MMV812473总弯矩171853NMM226705814扭矩T9431NMMT6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0，轴的计算应力为设计计算及说明结果0351194687WATM2222AC前已选定轴的材料为40RC（调质），由机械设计（第八版）表151查得117,CAP，故安全。五、轴承的校核51输入轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为4925DDTM，轴向力197AFN，035E，Y17，X04则12685,074FRNR则112201937465DRNYF则2180965ADANF则18069175ARE，202947ARE则111P4685161XFYN载荷水平面H垂直面VN1N3261支反力F92852PR074FN设计计算及说明结果106106980154061273RHCLHNP故合格。52中间轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306。轴向力476AFN，31E，Y19，X04则1293,819RFRN则11225067429DYR则12536AADFN则109RE28ARF则1P3RN122R041953629XYAN则载荷水平面H垂直面VNF1952支反力FN42603106106590184064323RHCLHLNP故合格。设计计算及说明结果53输出轴轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310轴向力8274AFN，35E，Y17，X04则122534,1045RFRN则112272984DFYR则127456AADNF则1029534ARE261RF则1PRN122R0457164530XYAN则0661304610925RHCLHLNP故合格。载荷水平面H垂直面V91F1371支反力FN42六、键联接的选择及校核计算61输入轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为8750BHLM，接触长度设计计算及说明结果50842LM，键与轮毂键槽的接触高度。MHK537则键联接的强度为3319241052310PPTKLDAA故单键即可。2、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为10845BHLM，接触长度45103LM，键与轮毂键槽的接触高度。则MHK80键联接的强度为332249105211PPTKLDAA故合格。62中间轴键计算1、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为10832BHLM，接触长度320LM，键与轮毂键槽的接触高度。则键MHK450联接的强度为331201842611