机械设计课程设计二级齿轮减速器品

1、 机械设计课程设计 机械设计课程设计二级圆柱齿轮减速器设计说明书学生姓名 杨川俊 学 号 8011212114 所属学院 机械电气化工程学院 专 业 机械设计制造及其自动化班 级 机械设计16-1 指导教师 张涵 2014年12月17日前言 一、课程设计的目的和意义 机械设计基础课程设计是相关工科专业第一次较全面的机械设计练习，是机械设计基础课程的最后一个教学环节。其目的是： 1、培养学生综合运用所学的机械系统课程的知识去解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展。 2、学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。 3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料

2、、手册、标准和规范。 4、机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。 二、课程设计的内容和份量1、题目 一般选择通用机械的传动装置作为设计的课程，传动装置中包括齿轮减速器、带传动、链传动、蜗杆传动及联轴器等零、部件。 传动装置是一般机械不可缺少的组成部分，其设计内容既包括课程中学过的主要零件，有涉及到机械设计中常遇到的一般问题，能达到课程设计的目的。2、内容总体设计、主要零件的设计计算、减速器装配图和零件工作图的绘制及 设计计算说明书的编写等。3、份量 减速器装配图一张（A0或A1图纸），零件工作图二张（齿轮减速器为输入或输出轴、蜗杆减速器为蜗杆轴一张，齿轮或蜗轮一张），设计

3、计算说明书一份。 三、课程设计的步骤1、设计准备 认真阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、内容和步骤；通过阅读有关资料、图纸；参观实物和模型，了解设计对象；准备好设计需要的图书、资料和用具；拟定设计计划等。2、传动装置的总体设计 确定传动装置的传动方案；计算电动机的功率、转速，选择电动机的型号；计算传动装置的运动和动力参数（确定总传动比、分配各级传动比、计算各轴的转速、功率和转矩等）。3、传动零件的设计计算 减速器以外的传动零件设计计算（带传动、链传动）；减速器内部的传动零件设计计算（如齿轮传动等）。4、减速器装配草图设计 绘制减速器装配草图，选择联轴器，初定轴径；选择轴承类型并设计轴承组

4、合的结构；定出轴上受力点的位置和轴承支点间的跨距；校核轴及轮毂联接的强度；校核轴承寿命；箱体和附件的结构设计。5、工作图设计 零件工作图设计、装配工作图设计。6、整理编写设计计算说明书 整理编写设计计算说明书，总结设计的收获和经验教训。 四、课程设计的基本要求认真、仔细、整洁。理论联系实际，综合考虑问题，力求设计合理、实用、经济、工艺性好。正确处理继承与创新的关系，正确使用标准和规范。学会正确处理设计计算和结构设计间的关系，要统筹兼顾。所绘图纸要求准确、表达清晰、图面整洁，符合机械制图标准；说明书要求计算准确、书写工整，并保证要求的书写格式。一、设计任务书设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减

5、速器，传动系统为采用两级圆柱齿轮减速器和圆柱齿轮传动。1、 总体布置简图1联轴器 2电动机 3齿轮减速器 4卷筒 5带式运输机2、 工作条件工作机空载启动，有轻微振动，经常满载，单向运转,单班制工作，每年工作300天，使用寿命10年，,运输带允许速度误差5%。3、 原始数据联轴器拉力：F=2.6×103N运输带速度：V=1m/s卷筒直径：D=320mm4、 设计内容（1） 电动机的选择与参数计算（2） 斜齿轮传动设计计算（3） 轴的设计（4） 滚动轴承的选择（5） 键和联轴器的选择与校核（6） 装配图、零件图的绘制（7） 设计计算说明书的编写二、传动方案的拟定及说明如任务说明书上布置

6、简图所示，传动方案采用二级展开式圆柱齿轮减速箱三、电动机的选择1、工作及所需输入功率 2、传动装置总效率传动装置的总效率式中，1、2 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由资料2表2-4查得：弹性联轴器；滚动轴承；圆柱齿轮传动；，则3、电动机功率 电动机额定功率 按课程设计P216表20-1 选择电动机的额定功率 二级展开式圆柱齿轮减速器的传动比 电动机转速范围 方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min)电动机重量（kg)1Y160M1-847507201182Y132M1-641000960733Y112M-4415001440434、电动机确定

7、根据和，选用Y132M-6型电动机 主要技术数据如下表：型号额定功率（kW）满载转速（r/min）Y132M1-649602.0质量（kg）DEFG2.073388010×833四、传动装置的总传动比及其分配1、总传动比分配 2、分配各级传动比 取，五、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速n（r/min）减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为：2、各轴输入功率P（kW）3、各轴输入转矩T（N）将计算结果列表如下：项目电动机轴高速轴1中速轴2低速轴3转速（r/min）960960208.7059.63功率（kW）3.173.152.992.84转矩（N）31.5331

8、.37137.17456.38传动比4.63.5效率0.990.97*0.990.97*0.99六、传动件的设计计算（一）、齿轮传动设计计算1、低速齿轮组（1） 选定齿轮类型、精度、材料及齿数 用直齿圆柱齿轮 用8级精度 材料：选择小齿轮材料为45SiMn，硬度为240HBS；大齿轮材料为45SiMn，硬度为280HBS。初选小齿轮齿数：大齿轮齿数（2） 按齿面接触强度设计确定公式内各计算数值a) 试选b) 由资料1（齿轮传动设计所用参数及公式来自此书）图10-20选取区域系数c) 由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数d) 由表10-7选取齿款系数=e) 由表10-5查得材料弹性影响系数

9、f) 由图10-25d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g) 由图10-23查得接触疲劳寿命系数h) 接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1 取其中较小的作为该齿轮的接触疲劳须用应力，即 试算小齿轮分度圆直径小齿轮分度圆直径 调整小齿轮分度圆直径a) 计算圆周速度a) 齿宽b及模数mntb) 计算载荷系数K使用系数根据，8级精度，由图10-8得动载系数由表10-4插值查得齿轮的圆周力由表10-3查得故载荷系数c) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d) 模数（3） 按齿根弯曲强度设计确定计算参数a) 试选载荷系数b) 由式10-18，可得计算弯曲疲

10、劳强度的重合度系数c) 由当量齿数 查图10-17查得齿形系数由表10-18查得应力修正系数 e) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数由图10-24a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取弯曲疲劳安全系数S=1.4f) 计算大、小齿轮的，并加以比较小齿轮的数值大,所以取试算齿轮模数调整齿轮模数a) 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度v 齿宽b 齿宽h及宽高比b/hb)计算实际载荷系数 使用系数根据，8级精度，由图10-8得动载系数由表10-3查得故载荷系数c) 按实际的载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，取，取（4） 几何尺寸计算计算中心距，取为234

11、mm计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮齿宽圆整后取2.高速齿轮组（1） 齿轮类型、精度、材料及齿数 选用斜齿圆柱齿轮 选用8级精度 材料：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，二者硬度差为40HBS螺旋角 （2）初算数据 =364.5-（1020）=354.5344.5mm 取=349.5mm=/=349.5/4.6=75.98mm初算中心距=计算齿宽b及模数b=1×75.98=75.98=0.015×=0.015×212.74=3.19 取h=2.25×=7.1775b/h=75.98/7

12、.1775=10.59则 取Z=21又因为 所以取Z=97实际传动比 与4.6接近传动比误差=（4.61-4.6）/4.6×100=0.22<5初算中心距考虑到模数向大圆整，所以取=212验算螺旋角精确计算计算齿轮宽度圆整后取（二） 总结(1)为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用右旋，大齿轮采用左旋，低速级小齿轮左旋，大齿轮右旋。(2)验算带速允许偏差因此齿轮设计部分符合要求，表格内呈现主要设计结论：高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比4.63.5模数(mm)3.54.5中心距(mm)234212齿数21972381齿宽(mm)768111

13、1104直径(mm)分度圆73.5339.5103.5364.5齿根圆64.75330.7592.25353.25齿顶圆80.5346.5112.5373.5旋向左旋右旋右旋左旋七、轴的设计计算（一）、中速轴1、轴上的功率、转速和扭矩2、齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为则低速级齿轮的分度圆直径为则3.初步确定轴的最小直径考虑到齿轮轴段，选取轴的材料为40Cr。根据资料1p366表15-3，取，于是得4.轴的结构设计（1）拟定装配方案下图所示为拟定中速轴装配方案（2）确定轴各段的具体尺寸1）12段需要放置轴承，选取,。2）初选滚动轴承。因传动件为斜齿轮，虽轴承同时径向力和轴向力的作用，考虑到有

14、限寿命设计和经济性，选用深沟球轴承。初步选取0组游隙,公差等级为0级的深沟球轴承，其尺寸为。由资料2表4-5，轴承采用油润滑。3）选取轴承盖。根据资料2p.91表9-9已知轴承盖安装出的轴径，轴承孔。选取轴承盖螺钉为。据此，可以设计出轴承端盖，其具体设计参数如下表：闷盖 轴承盖内锥度轴承盖内圆角4）23段长度及轴径的确定为减少轴与轴承安装配合表面的加工长度，且考虑到挡油环的定位，故在安装轴承轴段右侧变直径。取，。5）34段齿轮轴的确定根据资料2表9-2，时做成齿轮轴，故，齿顶圆直径，齿根圆直径。6）45段轴的确定拟用轴肩过度和定位，使用轴肩和定位套筒对大齿轮进行轴向定位，由此确定，。7）56段

15、长度及轴径的确定56段放置大齿轮。大齿轮齿宽为。该轴段长度应比齿轮齿宽小由此确定， 7）67段长度及轴径的确定67段为轴承段，同一轴上两轴承应取相同型号，则取，由箱体几何尺寸关系可得。 10）确定倒角根据资料2p.124表11-7，直径取轴倒角，圆角,。直径取轴倒角，圆角,。整理中速轴的设计参数如下表：5811）轴上键槽的设计考虑经济性，选择普通平键。根据资料2p148表14-1大齿轮段选择 5.校核强度1）计算轴上载荷将轴受力简化为下图：前述，可确定根据，齿轮分度圆直径，可得根据，齿轮分度圆直径，可得根据，可得危险截面的载荷如下表：载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩2)根据弯扭组合变形校核

16、轴的强度危险截面I、II：根据资料1p.369表15-4给出的公式，根据资料1p.369式15-5，扭转切应力为脉动变应力，取，轴的计算应力危险截面：已选定轴的材料为40Cr（调质）。由资料1p358表15-1查得。因此，故安全。综上，轴符合强度要求。6.精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面6、7、大齿轮齿宽中点处轴段截面只受弯矩作用，且其值较小，虽然存在键槽、轴肩及过盈配合引起的应力集中现象，将削弱轴的疲劳强度，但与其他截面相比，其相对安全。因此截面6、7、大齿轮齿宽中点截面不进行校核。截面2仅受弯矩作用，虽然弯矩较大，且轴肩倒圆角较小，应力集中较大；截面3轴肩高度较大，倒圆角相应较大。

17、两个截面都具有一定危险性，但由于不受扭矩，应力相对受扭矩截面较小。因此截面2、3不进行校核。齿轮轴中间截面受弯矩、扭矩作用，应力最大，但由于应力集中不大，直径较大，较为安全。因此齿轮中间轴截面不进行校核。截面4的弯矩与小齿轮齿宽中点截面相比相对较小，但由于同时受到扭矩作用，并且直径较小，判断为危险截面。因此截面4右侧进行校核。截面5截面尺寸较小，弯矩扭矩较大，存在轴肩和过盈配合引起的应力集中，判断为危险截面。因此截面5右侧进行校核。2)精确校核截面4右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为40Cr。由资料1p358表15-1查得截面

18、上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按精车，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。3)截面5右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为40Cr。由资料1p358表15-1查得按轴肩引起应力集中计算：截面上由于轴肩而形成的理论应力

19、集中系数按附表3-2 经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数得截面5 查附表3-8，按过盈配合插值法查得故按轴肩引起应力集中计算轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。又本机械传动机构无大的瞬时过载（带的打滑可以保证）以及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。（二）、高速轴1、轴上的功率、转速和扭矩2、齿轮上的力高速级小

20、齿轮的分度圆直径为则3.初步确定轴的最小直径考虑到做成齿轮轴，要求“表硬心韧”，故选取轴的材料为40Cr(调质)。根据资料1P366表15-3取考虑到装联轴器加键，由资料1p366，相应的轴径应增大，所以。4.选择联轴器输入轴安装联轴器处直径即为轴的最小直径。因设计该部分轴的直径，需要根据联轴器的孔长，故需同时选择联轴器。联轴器的计算转矩，减速器工况为：转矩变化小的运输机，原动机为电动机。则由资料1P347表14-1，取，则，按照计算转矩应小于联轴器额定转矩的条件且圆周速度小于许用转速的条件，选用梅花形弹性联轴器。根据资料2P177表17-5，选用梅花形弹性联轴器型号为LM4型联轴器，其额定转

21、矩为。从动端半联轴器的孔径，从动端半联轴器长度。5.轴的结构设计（1）拟定装配方案下下图所示为拟定高速轴结构（2）确定轴各段的具体尺寸1）为了使联轴器的轴向定位准确，12轴段右端需制出一轴肩。根据选取的联轴器，故选取轴。联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上，而不与12轴的端面发生干涉，故1-2段轴的长度应比略短一些，取。2）23轴端放置轴承端盖，2为定位轴肩，由资料1p.360，定位轴肩的高度一般取为。由资料1p.360表15-2，对于直径在18mm到30mm的轴推荐倒角C或圆角半径R=1.0mm。且轴承盖处需要毡圈密封，毡圈为标准件，根据资料2P169表16-10，选取

22、毡圈适应轴径 。毡圈的设计参数如表：轴径油封毡圈沟槽3）初选滚动轴承因传动件为斜齿轮，虽轴承同时径向力和轴向力的作用，考虑到有限寿命设计和经济性，选用深沟球轴承。为减少轴与轴承安装配合表面的加工长度，故在安装轴承处变直径。取。参照工作要求并根据，初步选取0组游隙,公差等级为0级的深沟球轴承，其尺寸为。齿轮圆周速度，由资料2表4-5，轴承采用油润滑。4）选取轴承盖。根据资料2p.91表9-9，选取凸缘式轴承盖：已知轴承盖安装处的轴径，轴承孔。由轴承外径D=62mm，选取轴承盖螺钉为。据此，可以设计出轴承端盖，其具体设计参数如下表：符合深沟球轴承安装要求、由密封件尺寸确定 轴承盖内锥度轴承盖内圆角

23、5）2-3段长度确定考虑轴承端盖的螺栓装拆的必要距离，选取。6) 3-4段长度的确定由资料2p.30表4-6，取轴承端面至箱体内壁的距离。由几何尺寸关系可得。7）4-5段长度及轴径的确定轴承右端采用轴环定位，根据资料2P153表15-2深沟球轴承安装尺寸，且由资料1p.360，定位轴肩的高度一般取为，取定位轴肩高度，轴环处的直径，轴环宽度， 取。8）5-6段长度及轴径的确定根据箱体内齿轮，取，。9）6-7段轴径及长度的确定根据资料2表9-2，时做成齿轮轴，故，齿顶圆直径，齿根圆直径。10）7-8段轴径及长度的确定 由尺寸约束取，。11）8-9段轴径及长度的确定 由资料1p.360，定位轴肩的高

24、度一般取为，取定位轴肩高度，轴环处的直径，轴环宽度， 取。12）9-10段轴径及长度的确定右端滚动轴承采用挡油盘和轴承端盖定位。该处要放圆锥滚子轴承，同一轴上两轴承应相同，。由几何尺寸关系可得，。11）确定倒角由资料2p.124表11-7，取轴倒角，圆角,。由资料2p.124表11-7，直径取轴倒角，圆角,。直径取轴倒角，圆角,。整理高速轴的设计参数如下表：3642323830 6020870.54265 2012）轴上键槽的设计考虑经济性，选择普通平键。根据资料2p148表14-1联轴器段选择 6、校核强度1）计算轴上载荷将轴受力简化为下图：前述,可确定，。根据，齿轮分度圆直径，可得根据，可

25、得计算轴上的载荷,并作出弯矩转矩图如上:危险截面的载荷如下表：载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩2)根据弯扭组合变形校核轴的强度根据资料1表15-4给出的公式，根据资料1，扭转切应力为脉动变应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为40Cr（调质）。由资料1P358表15-1查得。因此，故安全。（三）、低速轴1、轴上的功率、转速和扭矩2、齿轮上的力低速级大齿轮的分度圆直径为则3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢。根据资料1P366表15-3取考虑到装联轴器加键，由资料1p366，相应的轴径应增大，所以。4.选择联轴器输入轴安装联轴器处直径即为轴的最小直径。因设计该部分轴的直径，需要根据联

26、轴器的孔长，故需同时选择联轴器。联轴器的计算转矩，减速器工况为：转矩变化小的运输机，原动机为电动机。则由资料1P366表15-3，取，则，按照计算转矩应小于联轴器额定转矩的条件且圆周速度小于许用转速的条件，选用梅花形弹性联轴器。根据资料2P177表17-5，选用梅花形弹性联轴器型号为LM7型联轴器，其额定转矩为。主动端半联轴器的孔径，主动端半联轴器长度。5.轴的结构设计（1）拟定装配方案下图所示为拟定低速轴结构（2）确定轴各段的具体尺寸1）为了使联轴器的轴向定位准确，12轴段右端需制出一轴肩。根据选取的联轴器，故选取轴。联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上，而不与12轴的

27、端面发生干涉，故1-2段轴的长度应比略短一些，取。2）23轴端放置轴承端盖，2为定位轴肩，由资料1p.360，定位轴肩的高度一般取为。由资料1p.360表15-2，对于直径在30mm到50mm的轴推荐倒角C或圆角半径R=1.6mm。且轴承盖处需要毡圈密封，毡圈为标准件，根据资料2P169表16-10，选取毡圈适应轴径 。毡圈的设计参数如表：轴径油封毡圈沟槽45445758463）初选滚动轴承因传动件为斜齿轮，虽轴承同时径向力和轴向力的作用，考虑到有限寿命设计和经济性，选用深沟球轴承。为减少轴与轴承安装配合表面的加工长度，故在安装轴承处变直径。取。参照工作要求并根据，初步选取0组游隙,公差等级为

28、0级的深沟球轴承，其尺寸为。由资料2表4-5，轴承采用油润滑。4）选取轴承盖。根据资料2p.91表9-9，选取凸缘式轴承盖：已知轴承盖安装处的轴径，轴承孔。由轴承外径D=90mm，选取轴承盖螺钉为。据此，可以设计出轴承端盖，其具体设计参数如下表：符合深沟球轴承安装要求、由密封件尺寸确定 轴承盖内锥度轴承盖内圆角5）2-3段长度确定考虑轴承端盖及螺栓装拆的必要距离,选取。6) 3-4段长度的确定由资料2p.30表4-6，取轴承端面至箱体内壁的距离。由几何尺寸关系可得。7）4-5段长度及轴径的确定轴承右端采用轴环定位，根据资料2P153表15-2深沟球轴承安装尺寸，且由资料1p.360，定位轴肩的

29、高度一般取为，取定位轴肩高度，轴环处的直径，轴环宽度， 取。8）5-6段长度及轴径的确定根据箱体内齿轮，取，根据资料2表4-6， ，所以。9）6-7段轴径及长度的确定齿轮左端采用轴环定位，根据资料1p.360，定位轴肩的高度一般取为，取定位轴肩高度，轴环处的直径，轴环宽度， 取。10）7-8段长度及轴径的确定齿轮右端采用套筒轴向定位，考虑到齿轮轴向定位可靠性，取轴的长度比齿宽短2mm，得。考虑到右端直径的过度取。11）8-9段长度及轴径的确定滚动轴承左端采用套筒定位，滚动轴承右端采用轴承端盖定位。资由几何尺寸关系可得，11）确定倒角由资料2p.124表11-7，直径取轴倒角，圆角,。直径取轴倒

30、角，圆角,。整理高速轴的设计参数如下表：58605250652085165139.512）轴上键槽的设计考虑经济性，选择普通平键。根据资料2p148表14-1联轴器段选择 齿轮段选择6、校核强度1）计算轴上载荷将轴受力简化为下图：前述,可确定，。根据，齿轮分度圆直径，可得根据，可得计算轴上的载荷,并作出弯矩转矩图如上:危险截面的载荷如下表：载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩2)根据弯扭组合变形校核轴的强度根据资料1表15-4给出的公式，根据资料1，扭转切应力为脉动变应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45钢（调制）。由资料1p358表15-1查得。因此，故安全。八、滚动轴承的选择及计算轴承

31、预期寿命 对轴承进行初选,见下表：轴载荷类型选择轴承类型初选型号高速轴径向力轴向力深沟球轴承6206中速轴径向力轴向力深沟球轴承6207低速轴径向力轴向力深沟球轴承6210（一）、高速轴的轴承选用6206型深沟球轴承，1.载荷，由轴的校核过程中可知：，2.轴承当量动载荷和由，根据资料2p153表15-2插值得由任务书可知，工作情况载荷平稳，故取3.验算轴承寿命因为，取进行寿命校核计算：故所选轴承满足寿命要求。（二）、中速轴的轴承选用6207型深沟球轴承，1.载荷，由轴的校核过程中可知：，2.轴承当量动载荷和由，根据资料2p153表15-2插值得由任务书可知，工作情况载荷平稳，故取3.验算轴承寿命因为，取进行寿命校核计算：故所选轴承满足寿命要求。（三）、低速轴的轴承选用6210型深沟球轴承，1.载荷，由轴的校核过程中可知：，2.轴承当量动载荷和由，根据资料2p153表15-2插值得由任务书可知，工作情况载荷平稳，故取3.验算轴承寿命因为，取进行寿命校核计算：故所选轴承满足寿命要求。轴承校核汇总如下：轴承型号轴承预期寿命轴承计算寿命校核结果620629200h68407h合格620729200h30310h合格621029200h合格九、键联结的选择及校核计算1.高速轴