轴承部件设计
弹性轴承结构的设计与优化分析
弹性轴承结构的设计与优化分析引言：弹性轴承是一种重要的机械结构，广泛应用于各种工业设备和机械系统中。
它的设计和优化分析对于提高机械系统的运行性能和减少故障率具有重要意义。
本文将从设计和优化两个方面探讨弹性轴承的结构问题，旨在为机械工程师和研究人员提供一些参考和启示。
第一部分：弹性轴承的设计原理弹性轴承是将机械系统中的动载荷转移为相应的弹性变形，从而实现减震、减振、减少噪音等效果的机械部件。
其设计的关键在于合理选择弹性材料和结构形式。
通常采用的弹性材料有橡胶、聚氨酯等。
结构形式包括橡胶套筒式、金属弹簧式等。
设计时需要考虑机械系统的负载特性、工作环境、耐久性等因素，以确保弹性轴承能够承受正确的载荷并具有足够的寿命。
第二部分：弹性轴承的优化分析方法为了提高弹性轴承的性能，我们可以采用优化分析方法进行设计改进。
优化分析通常分为两个层次：外观优化和结构优化。
外观优化是通过改变外表形态、减少材料成本等方式实现性能提升。
例如，改变弹性轴承的橡胶层厚度、金属弹簧的形状等，可以使其承载能力、减震效果等得到改善。
结构优化则是通过改变材料的物理性质、优化结构参数等方式实现性能改进。
例如，改变橡胶材料的硬度、弹性模量等，可以调节弹性轴承的刚度、阻尼等特性。
第三部分：弹性轴承的优化案例研究为了进一步了解弹性轴承设计与优化的具体方法和效果，我们对一个实际案例进行研究。
该案例是一台工业风扇的弹性轴承设计与优化。
通过对该风扇系统的负载特性、工作环境要求等进行分析，我们选择了一种合适的橡胶材料和金属弹簧结构，并进行了优化调整。
实验结果表明，经过优化后的弹性轴承在减振、减噪等方面取得了显著改善。
这个案例说明了设计与优化的重要性，并提供了一些实践经验供参考。
结论：弹性轴承的设计与优化是机械工程领域的一个重要课题。
合理的设计可提高机械系统的运行性能和减少故障率，而优化分析则可以进一步提高弹性轴承的效果。
通过研究实际案例，我们可以得到一些设计与优化的经验，为后续工程设计提供参考和启示。
《机械设计》第8章 轴承
四 向心角接触轴承轴向力的计算
1 派生轴向力
R S0
P0 N0
1 派生轴向力
向心角接触轴承的派生轴向力
圆锥滚子轴 承
角接触球轴承
C型
AC型
B型
（α=15°) （α=25°) （α=40°)
S=R/(2Y)
S=eR S=0.68R S=1.14R
2 轴向力A的计算
R1
R2
2 轴向力A的计算
假设Fa+S1>S2,
滑动轴承的特点、应用及分类
在以下场合，则主要使用滑动轴承： １．工作转速很高，如汽轮发电机。 ２．要求对轴的支承位置特别精确，如精密磨床。 ３．承受巨大的冲击与振动载荷，如轧钢机。 ４．特重型的载荷，如水轮发电机。 ５．根据装配要求必须制成剖分式的轴承，如曲轴轴承。
６．径向尺寸受限制时，如多辊轧钢机。
S1
R1 1被放松
A1=S1
S2
ΔS
ΔS
R2
2被压紧
A2=S2+ΔS =S1+Fa
2 轴向力A的计算
假设Fa+S1<S2,
ΔS
S1
R1 1被压紧 A1=S1+ΔS =S2-Fa
S2 R2 2被放松
A2=S2
结论：——实际轴向力A的计算方法
1）分析轴上派生轴向力和外加轴向载荷，判定被 “压紧”和“放松”的轴承。
1.基本概念
⑴轴承寿命
⑵基本额定寿命L10 ——同一批轴承在相同工作条件下工作，其中90%
的轴承在产生疲劳点蚀前所能运转的总转数L10（以106r 为单位）或一定转速下的工作时数 Lh ⑶基本额定动载荷C
L10=1时，轴承所能承受的载荷 由试验得到
轴承座设计手册
轴承座设计手册一、轴承座概述轴承座是机械中支撑和保护轴承的部件，其设计应该考虑轴承的类型、尺寸、负载、转速以及使用环境等多个因素。
一个良好的轴承座设计能够有效地降低轴承的摩擦，提高机械效率，延长轴承的使用寿命。
二、轴承座类型与规格根据不同的应用场景，轴承座可以分为多种类型，如开式、闭式、带法兰、滚动轴承座等。
在设计时，应选择适合具体使用需求的轴承座类型和规格。
三、轴承座材料选择轴承座的材料应具有良好的机械性能、耐腐蚀性和耐磨性。
常用的轴承座材料包括铸铁、铸钢、合金钢、不锈钢等。
具体选择应根据使用要求和成本进行权衡。
四、轴承座结构设计轴承座结构设计应遵循简单、实用、便于维修的原则。
结构设计应充分考虑轴承的安装和拆卸，以及润滑和密封的问题。
此外，应合理设置轴承座的通风和散热通道。
五、轴承座强度分析在轴承座设计过程中，应进行强度分析，以确保其能够承受预期的负载和应力。
这可以通过有限元分析或其他力学分析方法来实现。
同时，应考虑疲劳强度和屈服极限等因素。
六、轴承座热设计在高速或重载的轴承座设计中，热设计是一个重要的考虑因素。
热设计的主要目的是控制轴承座的温升，以防止过热导致的轴承损坏。
这可以通过有效的散热设计和润滑剂选择来实现。
七、轴承座防尘与密封为了防止尘埃、污垢和其他杂质进入轴承座，需要采取有效的防尘和密封措施。
密封件材料应与轴承座材料兼容，并具有良好的耐油和耐腐蚀性能。
八、轴承座安装与调试在安装和调试过程中，应严格按照制造商的指导进行操作。
安装和调试过程中应特别注意防止任何可能导致轴承损坏或轴线不对中的应力。
在安装后，应对轴承座进行详细的检查和调整，以确保其满足设计要求和使用性能。
九、轴承座维护与保养为了确保轴承座的长期稳定运行，应定期进行维护和保养。
这包括检查密封件、润滑剂的状态，以及清理尘埃和污垢等。
在发现任何异常或问题时，应及时进行处理或更换相关部件。
此外，应定期对轴承座进行全面检查和性能测试，以确保其性能符合要求。
滚动轴承设计
三.滚动轴承寿命的计算公式
P C时，L10 106，当P C时，L10 ？ 滚动轴承的基本额定寿命和载荷间的关系为：
P L10 const 于是有 C 1 P L10 寿命指数ε
L10
(C ) P
(106 )
球轴承ε=3， 滚子轴承ε=10/3
以小时表示 L10 (106 转) Lh n(r / min) 60 /106
例题. 图示斜齿轮轴系，两端正装两个圆锥滚子轴承
30205，轴上径向载荷FR=3000N,轴向载荷FA=500N,求轴承
讨论
F d 2Fea<=> Fd1 压紧 Ⅰ V
1 Fd 2 Fea Fd1 时
W1 Fd1
Fea
Fd 2 Fea Fd1 W1
放松
V
Ⅱ放松 Fd2 W2 压紧
W1 F d 2Fea Fd1
Fa1 W1 Fd1 Fd 2 Fea Fd1 Fd1 Fd 2 Fea Fa2 Fd 2 2 Fd 2 Fea Fd1时 Fd 2 Fea W2 Fd1 W2 Fd1 F d 2Fea
第十三章 滚动轴承
基本要求
1.了解滚动轴承的构成、结构特点和类型。 2.了解滚动轴承的代号规定，能识别最一般的代号。 3.了解滚动轴承的失效形式，能根据失效作出正确的分析。 4. 能根据使用要求正确选用滚动轴承。 5.工作能力计算。 6.会根据使用要求正确的作出滚动轴承的组合设计（滚动 轴承装置 的设计：安装、调整、润滑、密封等）。
应考虑的因素
类型、尺寸
大小：滚子轴承优于球轴承
方向：径向R（6、1、N）、轴向（5）、 Fr+Fa（7、3、6）
不同类型的轴承所能承受的载荷的类型不尽相同， 同一类型的轴承其承载能力随直径系列的不同而不同。
机械设计手册第五版第三卷轴承设计
机械设计手册第五版第三卷轴承设计摘要：一、轴承概述1.轴承的定义与作用2.轴承的分类与特点二、轴承设计基础1.轴承设计原理2.轴承设计流程三、轴承类型及选用1.滚动轴承a.球轴承b.滚子轴承c.组合轴承2.滑动轴承a.径向轴承b.轴向轴承四、轴承参数与性能计算1.轴承参数a.内径、外径、宽度b.轴承游隙、预紧力c.材料、硬度a.承载能力b.刚度c.疲劳寿命五、轴承组件设计1.轴承座设计2.轴承衬设计3.轴承保持架设计六、轴承应用与维护1.轴承安装与拆卸2.轴承运行维护3.轴承故障诊断与处理正文：一、轴承概述1.轴承的定义与作用轴承是一种用于承受轴向和径向负载的机械元件，能够在相对运动的零件间提供顺畅的滚动或滑动。
轴承的作用是降低摩擦、减小磨损，提高机械设备的运行效率和使用寿命。
2.轴承的分类与特点轴承主要分为滚动轴承和滑动轴承两大类。
滚动轴承的特点是摩擦系数低、承载能力高、运动精度高，适用于高速、高精度、高载荷场合。
滑动轴承的特点是适应性强、抗振性能好，适用于低速、大载荷场合。
1.轴承设计原理轴承设计需遵循以下原理：（1）满足轴承在使用过程中承受负载、抗磨损、保持稳定性的需求。
（2）根据轴承的工作条件、安装方式、润滑方式等因素确定轴承类型。
（3）选择合适的轴承参数，使轴承具有足够的承载能力、刚度和疲劳寿命。
2.轴承设计流程轴承设计流程包括以下步骤：（1）确定轴承类型及尺寸。
（2）选择轴承材料及热处理。
（3）计算轴承参数。
（4）校核轴承性能。
（5）设计轴承组件。
三、轴承类型及选用1.滚动轴承滚动轴承包括球轴承、滚子轴承和组合轴承。
（1）球轴承：用于承受径向和轴向负载，具有较高的运动精度和刚度。
（2）滚子轴承：用于承受较大的径向负载，具有较高的承载能力和抗磨损性能。
（3）组合轴承：兼有球轴承和滚子轴承的优点，适用于多种工况。
2.滑动轴承滑动轴承包括径向轴承和轴向轴承。
（1）径向轴承：用于承受径向负载，具有良好的抗振性能。
轴承座设计说明范文
轴承座设计说明范文
一、概述
轴承座是机械设备中的一种重要组件，用于支撑和固定轴承，以保证其以预定的速度运转和准确地定位轴承，以满足机械设备的需要。
轴承座的设计除了要考虑载荷能力外，还要考虑它的重量、体积、加工成本、抗震性能等因素，确保最佳的性价比以及符合机械设备的使用要求。
二、轴承座设计的要素
1、材料：轴承座的材料主要是铸铁、不锈钢和铝合金等金属材料，根据轴承座的用途、工况条件和使用要求，选用合适的材料，以确保其具备较高的抗压强度、抗腐蚀能力、防潮能力等特性。
2、结构形式：根据轴承座的使用环境、工况条件和设计要求，选择合适的结构形式，如面板式、螺栓连接式、旋转式等，并考虑到轴承安装的块体结构形式，使其具有良好的负载能力和抗拉强度，从而确保座体的稳定性。
3、抗振能力：由于轴承座要支撑轴承，在受到外力作用时，容易发生振动，因此，在设计轴承座时，应考虑到设备的振动特性，结构能否有效减少振动，如采用减振垫片或金属振动补偿器等装置，使其具有良好的抗振能力。
4、加工工艺：轴承座的加工工艺主要包括热处理、机加工、抛光和表面处理等。
轴承端盖设计
5.7 轴承部件の结构设计绝大多数中、小型减速器均采用滚动轴承，滚动轴承是标准件，设计时只需要选择轴承の类型和型号并进行轴承の组合设计即可。
滚动轴承部件の结构设计主要考虑轴承の支承结构型式、支承刚度、以及轴承の固定、调整、拆装、密封及润滑等。
下面就轴承端盖结构、调整垫片、轴承の润滑与密封等方面作一介绍。
1 ．轴承端盖轴承端盖用以固定轴承、调整轴承间隙并承受轴向力。
轴承端盖の结构有嵌入式和凸缘式两种。
每种又有闷盖和透盖之分。
嵌入式轴承端盖结构简单、紧凑，无需固定螺钉，外径小，重量轻，外伸轴尺寸短。
但装拆端盖和调整轴承间隙困难，密封性能差，座孔上开槽，加工费时。
嵌入式轴承端盖多用于重量轻、结构紧凑の场合，其结构和尺寸见表 5.1 。
凸缘式轴承端盖安装、拆卸、调整轴承间隙都比较方便，密封性能也好，所以应用广泛。
但缺点是外廓尺寸大，又需一组螺钉来联接。
其结构和尺寸见表 5.2 。
表 5.1 嵌入式轴承端盖の结构尺寸表 5.2 凸缘式轴承端盖の结构和尺寸当端盖与孔の配合处较长时，为了减少接触面，在端部铸出或车出一段较小の直径，但必须保留有足够の长度 e1，一般此处の配合长度为e1= （ 0.10~0.15 ） D ， D 为轴承外径，图中端面凹进δ值，也是为了减少加工面。
如图 5.8 所示。
图 5.8 轴承端盖端部结构图 5.9 穿通式轴承端盖由于端盖多用铸铁铸造，所以要很好考虑铸造工艺。
例如在设计穿通式轴承端盖图 5.9 时，由于装置密封件需要较大の端盖厚度（图 5.9a ），这时应考虑铸造工艺，尽量使整个端盖厚度均匀，如图 5.9b ）、c ）所示是较好の结构。
2 ．轴伸出端の密封轴伸出端の密封の作用是防止轴承处の润滑剂流出和箱外の污物、灰尘和水气进入轴承腔内，常见の密封种类有接触式密封和非接触式密封两大类，接触式密封有毡圈密封、 O 形橡胶圈密封、唇形密封，非接触式密封有沟槽密封和迷宫密封。
下面主要介绍毡圈密封和 O 形橡胶圈密封。
滚动轴承的组合设计
滚动轴承的组合设计组合设计的内容包括：1）固定 2）调整 3）配合与装拆 4）润滑与密封。
组合设计合理与否将影响轴系的受力、运转精度、轴承寿命及机器性能。
1.滚动轴承的轴向固定实际上是对整个轴系起固定作用，承受轴向力，防止轴系发生轴向蹿动。
常用两种固定方法：1）两端固定这是最常见的固定方式，两个轴承外圈都在单方向用轴承盖进行固定。
适合于工作温升不高的短轴（跨距 L ≤ 400 mm），考虑到轴的受热伸长，应留出热补偿间隙 C （对于深沟球轴承：C=0.2-0.4mm；对于向心角接触轴承：其轴向间隙可在轴承内部调整，其值比深沟球轴承小得多）。
2）一端固定、一端游动适合于工作温升高的长轴（跨距 L ＞ 400 mm），固定支点的轴承外圈左右均固定，承担双向轴向力，游动支点的轴承只承受径向力，不承受轴向力，当轴受热伸长时，游动支点随轴一起向外移动，避免轴承受到附加载荷作用，防止轴承卡住。
A轴向力，R径向力。
注意：固定支点的内圈亦需进行轴向固定。
2.滚动轴承组合的调整1）间隙的调整与控制为保证轴承正常工作，装配轴承时一般要留出适当的游隙或间隙。
垫片调整：通过增、减垫片厚度来调整间隙。
螺钉调整：用于轴向力不是太大的轴承组合。
2）轴系部件位置的调整使轴上零件处于准确的工作位置（通常用垫片调整）。
3.滚动轴承的配合及装拆1）滚动轴承的配合内圈与轴颈：采用基孔制，孔的配合代号不用标注。
外圈与座孔：采用基轴制，轴的配合代号不用标注。
配合的选取原则：转动套圈、速度高、受载大、工作温度变化大——选较紧的配合（过盈）；不动套圈、常拆轴承——选较松的配合（间隙）。
2）滚动轴承的装拆轴肩高度应低于内圈厚度；轴肩开槽。
4.滚动轴承的润滑及密封润滑的目的：减少摩擦磨损、冷却、吸振、防锈。
密封的目的：防尘、防水、防止润滑剂流失。
转速不高时用接触式密封；转速较高时用非接触式密封。
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机械设计作业任务书题目:带式运输机结构简图见下图：原始数据如下：机器工作平稳，单向回转，成批生产一．选择材料，确定许用应力本题中带式运输机功率属于中小型功率。
因此轴所承受的扭矩不大。
选择45号钢，并进行调质处理。
二．按扭转强度估算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：min d ≥其中2P ——轴传递的功率P ＝m P 1η＝4×0.97＝3.88kW m n ——轴的转速，r/minC ——由许用扭转剪应力确定的系数。
查表10.2得C=106～118，因为近似为关于轴承对称，取C=118。
mm 29.2257688.3118n pC d 33m=÷⨯=≥ 轴端安装大带轮，会有键槽存在，将轴径扩大5%，得d d k 05.1≥=23.40mm ，圆整后取125d mm =三.设计轴的结构本设计中的轴需要安装带轮、齿轮、轴承等不同的零件，并且各处受力不同，因此，设计成阶梯轴形式，共分为七段。
轴段1轴段1安放大带轮，所以其长度由带轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。
mm 25d 1= 大带轮宽65mm ，但是中间轮毂常50mm ，轴长应略短于轮毂mm 48l 1=轴段2由于大带轮右端由轴肩来固定，()5.2~75.11.0~07.012=⨯=d h ，则mm h d d 30~5.28212=+=，取为30mm ，由《机械设计课程设计》表14.4，毡圈油封的轴径d=29mm ；此段2d =30mm轴段3和轴段7安装轴承，尺寸由轴承确定。
标准直齿圆柱齿轮，没有轴向力，但考虑到有较大的径向力，选用深沟球轴承。
应该根据此段轴大致直径范围确定轴承型号，选定轴承，然后进一步修正轴径。
由《机械设计课程设计》表12.1，暂取6207，轴承内径35d mm =，外径72D mm =，宽度17B mm =，轴件定位直径42a d mm =，a D =65mm 。
因为轴承的n d 值小于5(1.5~2)10/min mm r ⨯⋅，所以选用脂润滑。
取mm d d 3573==，mm l l 1773==轴段4与轴段6轴段4与轴段6定位固定轴承的轴肩，故()5.3~45.21.0~07.0464===d h h ，mm d h d d 42~9.392364=+==，取为42mm 。
轴段5此段为齿轮和轴的连体，最大直径和齿轮大径相同，直径5d =54mm ，此段轴长应与齿厚相同，5l =b=60mm 。
轴承座宽与轴段2、4、6的长度为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落在轴承座孔上，为此取轴承上靠近轴承座内壁的距离mm 10=∆；为保证拧紧上下轴承座连接螺栓所需扳手空间，轴承座应有足够的宽度C ，10~521+++=δC C C 可取mm 50=C ；根据外圈直径，由机械设计手册，轴承盖凸缘厚度10e mm =；为避免齿轮轮毂端面转动时与不动机座内壁相碰，齿轮轮毂端面与机座内壁之间应有足够的间距H ，对齿轮，可取H=15mm ；为了避免大带轮与轴承盖上螺栓相碰，大带轮端面与轴承盖间应有足够的距离K=20mm ；则轴段6的长度就确定了，mm H l l 25151064=+=∆+==，这样，mm l 61820101710502=+++--=。
键槽在轴段1上为了定位大带轮，有一个键槽，由《机械设计课程设计》表11.28，键槽78⨯=⨯h b ，A 型键，轴段1上键槽长度40mm 轴上轴槽深4mm 。
带轮，深沟轴承和齿轮受力作用点均为其中心部分。
则mm L 5.9321761241=++= mm L L 5.635.8253032=++== 四.计算支承反力传递到轴系部件上的转矩mm N n P T m ⋅=⨯⨯=⨯=6370057696.041095501095506161η 齿轮圆周力N d T F t 236054637002251=⨯==齿轮径向力N F F t r 85920tan 2360tan 0=⨯==α 齿轮轴向力0a F N = 带轮压轴力N Q 9.1072'=1带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故计算轴和轴承时，将其扩大50%，N Q Q 4.16095.19.10725.1'=⨯== 。
在水平面上()N L L L F L L L Q R r H 8.32231275.638595.2204.16093233211=⨯+⨯=++++=N R Q F R H r H 4.7558.32234.160985912-=-+=-+=在垂直平面11800221===tV V F R R N 轴承1和轴承2的总支承反力NRR R N R R R VV H H 97.141197.34322222212121=+==+=五.求弯矩A-A ，水平面：()5.479645.638.32231574.16092121=⨯-⨯=-+=L R L L Q M H aH竖直面：mm 749005.631180032∙=⨯==N L R M V AVB-B 面，M mm 9.1504785.934.1609BV 1=⋅=⨯=⨯=N L Q M BH则mm N A ∙=6.88941M mm N B ∙=9.150478M 六．校核过程 按弯扭合成强度计算由于B-B 面弯矩最大，且由转矩，截面面积比A-A 小，则B-B 为最危险面 抗弯剖面模量，由课本附表10.1，3225.4287351.01.03mm d W =⨯==； 抗扭剖面模量，由课本附表10.1，3228575352.02.03mm d W t =⨯==； 根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3.0=α；[]b 1-σ——对称循环的叙用弯曲应力，由课本表10.4，[]155b MPa σ-=由课本式10.3，[]b T B Mpa W T W M 12212e 17.358575637003.045.42879.1504784-≤=⎪⎭⎫⎝⎛⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛=σασ 因此，校核通过。
·轴的安全系数校核计算 弯曲应力：Mpa W M B B B 1.355.42878.150478===σ M p aB a 1.35==σσ 0=m σ 扭剪应力：Mpa W T T T 43.78575637001===τ Mpa Ta 715.32m ===τττ1-σ、1-τ：材料对称循环的弯曲疲劳极限和扭转疲劳极限，由课本表10.1，45号钢调质处理，11300,155MPa MPa στ--==,650B Mpa σ=；τσK K 、：弯曲时和扭转时轴的有效应力集中系数，由课本附表10.3、附表10.4，1.89, 1.46K K στ==；τσεε、：零件的绝对尺寸系数，由课本P207附图10.1，0.8,0.76στεε==；β：表面质量系数，321ββββ=，由课本附图10.1和附表10.2，92.0=β；τσψψ、：把弯曲时和扭转时轴的平均应力折算为应力幅的等效系数，由课本表10.1，1.0,2.0==τσψψ；[]S ：许用疲劳强度安全系数，由课本表10.5，[] 1.8~2.5S =；13003.331.8935.10.200.920.8a m S K σσσσσσψσβε-===⨯+⨯+⨯115519.41.463.70.1 3.70.920.76a mS K ττττττψτβε-===⨯+⨯+⨯σS ：只考虑弯矩时的安全系数； τS ：只考虑转矩时的安全系数；[]3.28 1.8~2.5S S ===≥=σS ：只考虑弯矩时的安全系数； τS ：只考虑转矩时的安全系数；校核通过。
校核键连接的强度 校核公式：[]p p kld T σσ≤=12pσ：工作面的挤压应力，MPa ；1T ：传递的转矩，mm N ⋅；d ：轴的直径，mm ；l ：键的工作长度，mm ，A 型，l L b =-，b L 、为键的公称长度和键宽；h ：轴段1上键槽深 h=4mm[]p σ——许用挤压应力，MPa ，由课本表6.1， []120~150p MPa σ=。
对于轴段1上定位大带轮的键()[]1446370056.88(120~150)h 440835p p T MPa MPa ld σσ⨯===≤=⨯-⨯； 校核通过；校核轴承的寿命轴承不受轴向力，只有径向力，且1122r r F R F R =>=，所以只校核轴承1即左轴承即可。
计算当量动载荷1113432.97003432.97r a P XF YF N =+=⨯+⨯=；其中：P 为当量动载荷22a r F F 、：轴承的径向载荷和轴向载荷，Y X 、：动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由0,1,==≤Y X e F F ra。
校核寿命 由课本式11.1c36611010 1.02570035976060576 1.53432.97T h P f C L h n f P ε⎛⎫⋅⨯⎛⎫==⨯= ⎪ ⎪⋅⨯⨯⎝⎭⎝⎭式中：h L ：轴承的基本额定寿命，h ；'h L ：轴承的预期寿命，三年三班，每年按300天计，'38300321600hL h =⨯⨯⨯=；C ：轴承的基本额定动载荷，由《机械设计课程设计》表12.1,25.7rC C kN ==；ε——寿命指数，对于球轴承，3ε=；T f ——温度系数，由课本表11.9，工作温度150C < ，0.1=Tf ；P f ——载荷系数，由课本表11.10，中等冲击，8.1~2.1=P f ，取5.1=Pf ；'h h L L < ，校核不通过。
必须对原有的方案数据做出修改：可以通过修改尺寸或修改轴承材料，在此改变轴承形式，改用圆锥滚子轴承，暂取型号NJ207E （30207），再对照表来对照数据发现在寿命校正之前的数据没有变化，所以轴承寿命校核前的校核没有必要在进行校核。
再次进行轴承寿命校核：ε——寿命指数，对于球轴承，10/3ε=C：轴承的基本额定动载荷，由《机械设计课程设计》表12.4,54.2r C C kN ==；1066311010 1.05420073941.26060576 1.53432.97T h P f C L h n f P ε⎛⎫⋅⨯⎛⎫==⨯= ⎪ ⎪⋅⨯⨯⎝⎭⎝⎭ 显然'h h L L > 满足了寿命条件七.轴上其他零件设计键在“设计轴的结构”部分提到，轴上的键槽对应键选择87b h ⨯=⨯，A 型键，轴段1上键槽长度40mm 。
由于键是标准件，《机械设计课程设计》表11.28，得到键和键槽的各部分尺寸。