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一．機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書
二．傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構(gòu)類型為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構(gòu)進行分析論證。
本傳動機構(gòu)的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大齒輪浸油深度可以大致相同。結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
三．電動機的選擇
原始數(shù)據(jù)
運輸機筒轉(zhuǎn)矩 1550
卷筒的直徑D(mm) 400
運輸帶速度V(m/s) 0.9
帶速允許偏差（%） 5
使用期限 （年） 10
工作制度 （班/日） 2
1． 電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇
因為本傳動的工作狀況是：工作平穩(wěn)、單向運轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式Y(jié)（IP44）系列的電動機。
2． 電動機容量的選擇
1） 卷筒軸的輸出功率Pw
Pw＝6kW
2） 電動機的輸出功率
＝Pw/η
傳動裝置的總效率 η＝
式中， ……為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由本表2-4查得：V帶輪傳動 =0.96；滾動軸承 =0.99；圓柱齒輪傳動 =0.97；聯(lián)軸器 =0.99；卷筒軸滑動軸承 =0.96,則
=0.83
故 Pd＝ =8.4kW
3）電動機的額定功率
由本表20-1選取電動機的額定功率 ＝11kW
3． 電動機轉(zhuǎn)速的選擇
為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍，由本表2-1查得V帶傳動常用的傳動比范圍 ~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍 ~6，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為
=773~6187r/min
可見同步轉(zhuǎn)速為3000 r/min，1500 r/min，1000 r/min的電動機符合。對于后兩者進行比較，如下表：
方案 電動機型號 額定功率（Kw） 電動機轉(zhuǎn)速（r/min） 電動機質(zhì)量
(Kg) 總傳動比 傳動比
同步 滿載
1 Y160M-4 11 1500 1460 123 33.95 3.54
2 Y160L-6 11 1000 970 147 22.56 2.89
由表中數(shù)據(jù)比較可知道，方案2傳動比小，但結(jié)構(gòu)尺寸大，造價高；綜合考慮，選用造價較低，結(jié)構(gòu)尺寸較小，總傳動比較小的方案1。
4．電動機型號的確定
由本表20－1，本表20-2查出電動機型號為Y160M-4,其額定功率為11 kW，滿載轉(zhuǎn)速1460 r/min?；痉项}目所需的要求。
5.傳動裝置的總傳動比及其分配
（1） 計算總傳動比
i＝ =33.95
（2） 合理分配各級傳動比
由于減速箱是同軸式布置，所以兩級傳動比相同。
因為i＝33.95，取V帶輪傳動的傳動比 ＝2.7，則單級圓柱齒輪傳動的傳動比
=3.54
四．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
1． 各軸轉(zhuǎn)速
電動機軸為0軸，減速器高速軸為I抽，中間軸承為II軸，低速軸為III軸，各軸轉(zhuǎn)速為
=1460 r/min
=1460/2.7=540.7 r/min
=540.7/3.54=152.7 r/min
=152.7/3.54=43r/min
2． 各軸輸入功率
按電動機額定功率 計算各軸輸入功率，即
=11 Kw
=11×0.96=10.56 Kw
=10.56×0.99×0.97=10.14 Kw
=10.14×0.99×0.97=9.74 Kw
3． 各軸轉(zhuǎn)矩
71.95 Nm
186.51 Nm
634.16 Nm
2163.19 Nm
各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩如下表：
項 目 電動機軸0 高速軸I 中間軸II 低速軸III
轉(zhuǎn)速（r/min） 1460 540.7 152.7 43
功率（kW） 11 10.56 10.14 9.74
轉(zhuǎn)矩（N?m） 71.95 186.51 634.16 2163.19
傳動比 2.7 3.54 3.54
效率 0.96 0.96 0.96
五．傳動件設(shè)計計算
（其設(shè)計參數(shù)見《機械設(shè)計》）
1.高速級齒輪傳動設(shè)計
1． 選精度等級、材料及齒數(shù)
1） 用斜齒圓柱齒輪
2） 材料及熱處理；
小齒輪：40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280 HBS。
大齒輪：45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240 HBS，
精度：7級精度；
3） 齒數(shù) ＝24， =u =3.54×24=84.96, 取 =85；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2． 按齒面接觸強度設(shè)計
按式（10—21）
≥
1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值
試選 ＝1.6
（1） 由圖10－30選取區(qū)域系數(shù) ＝2.433
（2） T1=186.51×10 N?mm
（3） 由表10－7選取齒寬系數(shù) ＝1
（4） 由圖10－26查得 ＝0.78, ＝0.89，則 ＝ + ＝1.67
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響系數(shù) ＝189.8 Mp
（6） 由圖10－21d 按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 ＝600 MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限 ＝550 MPa；
（7） 由式（10－13）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
N1＝60n1jLh＝60×540.7×1×（2×8×300×10）＝1.557
N2＝N1/3.54＝4.399
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ＝0.93； ＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)S＝1，由式（10－12）得
＝558MPa
=539MPa
[σH]＝（ + ）/2＝548.5MPa
2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑
≥
= =68.47 mm
（2） 計算圓周速度
v= = =1.94m/s
（3） 計算齒寬b及模數(shù)
b=φd =1×68.47mm=68.47 mm
= = =2.768 mm
h=2.25 =2.25×2.768mm=6.228mm
b/h=68.47/6.228=10.99
（4） 計算縱向重合度
計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定
第三組：設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動
（1） 工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。
（2） 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1000N；帶速V=2.0m/s；
滾筒直徑D=500mm；滾筒長度L=500mm。
二、電動機選擇
1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機
2、電動機功率選擇：
（1）傳動裝置的總功率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)電機所需的工作功率：
P工作=FV/1000η總
=1000×2/1000×0.8412
=2.4KW
3、確定電動機轉(zhuǎn)速：
計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.0/π×50
=76.43r/min
按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I’a=3~6。取V帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比理時范圍為I’a=6~24。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n’d=I’a×
n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。
根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導(dǎo)書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min 。
4、確定電動機型號
根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132S-6。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0。質(zhì)量63kg。
三、計算總傳動比及分配各級的偉動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/76.4=12.57
2、分配各級偉動比
（1） 據(jù)指導(dǎo)書P7表1，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=3~6合理）
（2） ∵i總=i齒輪×I帶
∴i帶=i總/i齒輪=12.57/6=2.095
四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算
1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）
nI=n電機=960r/min
nII=nI/i帶=960/2.095=458.2(r/min)
nIII=nII/i齒輪=458.2/6=76.4(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η帶=2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.304×0.98×0.96
=2.168KW
3、 計算各軸扭矩（N?mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960
=23875N?mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.304/458.2
=48020.9N?mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4
=271000N?mm
五、傳動零件的設(shè)計計算
1、 皮帶輪傳動的設(shè)計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本P83表5-9得：kA=1.2
PC=KAP=1.2×3=3.9KW
由課本P82圖5-10得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速
由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準(zhǔn)直徑為
75~100mm
則取dd1=100mm>dmin=75
dd2=n1/n2?dd1=960/458.2×100=209.5mm
由課本P74表5-4，取dd2=200mm
實際從動輪轉(zhuǎn)速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200
=480r/min
轉(zhuǎn)速誤差為：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2
=-0.048<0.05(允許)
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5.03m/s
在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心矩
根據(jù)課本P84式（5-14）得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)
所以有：210mm≤a0≤600mm
由課本P84式（5-15）得：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500
=1476mm
根據(jù)課本P71表（5-2）取Ld=1400mm
根據(jù)課本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2
=500-38
=462mm
(4)驗算小帶輪包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1800-200-100/462×57.30
=1800-12.40
=167.60>1200（適用）
（5）確定帶的根數(shù)
根據(jù)課本P78表（5-5）P1=0.95KW
根據(jù)課本P79表（5-6）△P1=0.11KW
根據(jù)課本P81表（5-7）Kα=0.96
根據(jù)課本P81表（5-8）KL=0.96
由課本P83式（5-12）得
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96
=3.99
(6)計算軸上壓力
由課本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N
=158.01N
則作用在軸承的壓力FQ，由課本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2
=1256.7N
2、齒輪傳動的設(shè)計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS；根據(jù)課本P139表6-12選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
由式（6-15）
確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i齒=6
取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：
Z2=iZ1=6×20=120
實際傳動比I0=120/2=60
傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用
齒數(shù)比：u=i0=6
由課本P138表6-10取φd=0.9
(3)轉(zhuǎn)矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2
=50021.8N?mm
(4)載荷系數(shù)k
由課本P128表6-7取k=1
(5)許用接觸應(yīng)力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本P134圖6-33查得：
σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa
由課本P133式6-52計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL
NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)
=1.28×109
NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108
由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：
ZNT1=0.92 ZNT2=0.98
通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得：
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm
=48.97mm
模數(shù)：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm
根據(jù)課本P107表6-1取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2.5mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
根據(jù)課本P132（6-48）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齒寬：b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mm b1=50mm
(7)齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa
根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=120由表6-9相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)許用彎曲應(yīng)力[σF]
根據(jù)課本P136（6-53）式：
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由課本圖6-35C查得：
σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa
由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9
試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)YST=2
按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25
計算兩輪的許用彎曲應(yīng)力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
將求得的各參數(shù)代入式（6-49）
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa
=77.2Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa
=11.6Mpa< [σF]2
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000
=1.2m/s
六、軸的設(shè)計計算
輸入軸的設(shè)計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS
根據(jù)課本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115
d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴選d=22mm
2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
（1）軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定
（2）確定軸各段直徑和長度
工段：d1=22mm 長度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初選用7206c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm,
寬度為16mm.
考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直徑d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=45mm
由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應(yīng)?。海?0+3×2）=36mm
因此將Ⅳ段設(shè)計成階梯形，左段直徑為36mm
Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm
(3)按彎矩復(fù)合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=50mm
②求轉(zhuǎn)矩：已知T2=50021.8N?mm
③求圓周力：Ft
根據(jù)課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求徑向力Fr
根據(jù)課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=1000.436×tan200=364.1N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm
(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N?m
(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=500.2×50=25N?m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N?m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉(zhuǎn)矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N?m
(6)繪制當(dāng)量彎矩圖（如圖f）
轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當(dāng)量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N?m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。
輸出軸的設(shè)計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217~255HBS）
根據(jù)課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm
取d=35mm
2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
（1）軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
（2）確定軸的各段直徑和長度
初選7207c型角接球軸承，其內(nèi)徑為35mm，寬度為17mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(3)按彎扭復(fù)合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=300mm
②求轉(zhuǎn)矩：已知T3=271N?m
③求圓周力Ft：根據(jù)課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求徑向力Fr根據(jù)課本P127（6-35）式得
Fr=Ft?tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱
截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N?m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N?m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N?m
(5)計算當(dāng)量彎矩：根據(jù)課本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2
=275.06N?m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠
七、滾動軸承的選擇及校核計算
根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命
16×365×8=48720小時
1、計算輸入軸承
（1）已知nⅡ=458.2r/min
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N
初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型
根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端
FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N
(3)求系數(shù)x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根據(jù)課本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1
48720h
∴預(yù)期壽命足夠
2、計算輸出軸承
(1)已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0 FR=FAZ=903.35N
試選7207AC型角接觸球軸承
根據(jù)課本P265表（11-12）得FS=0.063FR,則
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
(2)計算軸向載荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端
兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N
(3)求系數(shù)x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根據(jù)課本P263表（11-8）得：e=0.68
∵FA1/FR148720h
∴此軸承合格
八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算
軸徑d1=22mm,L1=50mm
查手冊得，選用C型平鍵，得：
鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N?m h=7mm
根據(jù)課本P243（10-5）式得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa<[σR](110Mpa)
2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接
軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N?m
查手冊P51 選A型平鍵
鍵10×8 GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38
=101.87Mpa<[σp](110Mpa)
3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接
軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm
查手冊P51 選用A型平鍵
鍵16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
據(jù)課本P243式（10-5）得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]