二级圆柱齿轮减速器设计的分享

UG的爱

计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
: x* K. z  [; E4 K第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
（1） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。
（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.0m/s；
滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。
9 R) ?, W9 W/ I% \2 t' I7 t" A
二、电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
* J. n" J9 l* c" N, O% }9 h+ N2、电动机功率选择：
5 ~/ b# c4 F! ~7 R. X5 ?（1）传动装置的总功率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=1000×2/1000×0.8412
8 Z+ [  G8 ?, x  s, W; n=2.4KW
9 k8 L% d2 I4 o9 n% I0 e! q2 y

! V- Q. B$ M2 C* Q# e; c3、确定电动机转速：
' R" T; n  J; K+ j3 ^) s计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.0/π×50
=76.43r/min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
4 M2 I% j* E3 kn筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

3 `) R1 S  r7 l0 K& x$ L6 n根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。

% v8 D+ B5 x* z# J# V, l+ A4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。

三、计算总传动比及分配各级的伟动比
: V2 [% F  U. x0 C/ H. ?1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57
2、分配各级伟动比
8 U% C; `8 S4 ^* k& `; F9 J8 E8 z（1） 据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）
（2） ∵i总=i齿轮×I带
∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095
( U. [- B# [# W
6 r) R( f  R% ^  Z) i四、运动参数及动力参数计算
( C4 ]0 N( D% z0 X& y. V  L1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=960r/min
  F5 N' }: k1 _; H! B, knII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)
: K! [6 n: _" G- N/ T0 j" i" NnIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)
0 y+ `% A7 X4 T' @2、 计算各轴的功率（KW）
# C! q5 H# ^! F6 o) ?8 oPI=P工作=2.4KW
$ E9 W) Z1 w" E8 G( oPII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96
8 o0 r" `. l1 B$ |7 D2 K6 o=2.168KW


' }* \* |6 Z8 x# o! D3、 计算各轴扭矩（N•mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960
=23875N•mm
6 K4 |. M1 k& |' x; B/ M! {TII=9.55×106PII/nII
$ }- S) U: l/ Y=9.55×106×2.304/458.2
3 h% }; C! f9 O# h1 B: n* }9 ?=48020.9N•mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4
=271000N•mm

五、传动零件的设计计算
! ?8 U7 A5 u2 m* B" o5 E, Q1、 皮带轮传动的设计计算
（1） 选择普通V带截型
4 i( R) t9 c; b1 B! a9 G由课本P83表5-9得：kA=1.2
PC=KAP=1.2×3=3.9KW
由课本P82图5-10得：选用A型V带
  K4 P$ J0 s, ~7 ~  ~2 f（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
% y) w/ y' Q( ?* c# H3 e3 Y: G% b由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为
9 ^( K- m# i  A! \75~100mm
则取dd1=100mm>dmin=75
dd2=n1/n2•dd1=960/458.2×100=209.5mm
由课本P74表5-4，取dd2=200mm

# e) h% h5 q8 p# o实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200
=480r/min
, T+ p# }2 m$ q9 }; Z转速误差为：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2
=-0.048<0.05(允许)
带速V：V=πdd1n1/60×1000
# H5 _* m$ r" [; I0 s=π×100×960/60×1000
=5.03m/s
9 q# k+ ]$ m# q8 L! x在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定带长和中心矩
根据课本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
/ k9 I" U& F0 h. E# i由课本P84式（5-15）得：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
' H* s; }, m  f  U0 A' q! A=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500
=1476mm
根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm
6 Y  Z/ k& ^6 S1 T8 J7 V根据课本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2
=500-38
=462mm
7 T; A! ?1 i8 l, E  L4 k+ @( Z(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1800-200-100/462×57.30
" X' _0 `7 x5 K( H=1800-12.40
=167.60>1200（适用）
! f- F1 ?' X1 ^（5）确定带的根数
根据课本P78表（5-5）P1=0.95KW
7 I+ Y+ J, H5 g# K  ?/ I根据课本P79表（5-6）△P1=0.11KW
根据课本P81表（5-7）Kα=0.96
5 ]# {7 R) H% q4 _# f根据课本P81表（5-8）KL=0.96
0 N) V7 ?$ K8 P  g. P; F) `由课本P83式（5-12）得
3 `6 M$ _% G+ h# M6 p/ `
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96
, e7 {! J4 |: d, A, c& o7 B0 k3 a=3.99
7 {/ _3 g$ f" ](6)计算轴上压力
) W" s1 G& L0 o  x由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：
" V" ~" n+ `% p  C$ p9 I  B5 zF0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
) {9 C5 X6 K: T- }1 Y  N/ R! E( y=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N
=158.01N
0 F. B  ]1 R5 n& ?4 I1 i: s9 W则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）
" H3 E) ~9 W. @$ [2 JFQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2
) D; ^$ b5 p  `, W% m=1256.7N
6 W1 [' W' }! h$ [1 K0 P+ U
& j* C4 Q' f# Q" l2、齿轮传动的设计计算
: b% n0 c7 T$ C* f- d' a6 |（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
# l' u) p6 V  n- j, O5 D) l由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
: v2 t! k% B$ C8 S" [) F4 X4 o0 R由式（6-15）
9 R( r6 K5 I& @4 {确定有关参数如下：传动比i齿=6
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：
: k3 m- c  p5 Q$ SZ2=iZ1=6×20=120
实际传动比I0=120/2=60
传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用
齿数比：u=i0=6
由课本P138表6-10取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2
=50021.8N&#8226;mm
2 V8 d* Z; H4 a! n9 J( ^. G(4)载荷系数k
: n1 `! r6 k% D' P由课本P128表6-7取k=1
4 ~5 A/ x, K5 U5 C5 @(5)许用接触应力[σH]
$ b7 C% r) ]8 G/ m1 I[σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：
σHlimZ1=570Mpa   σHlimZ2=350Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)
=1.28×109
- O0 l0 O; ]5 y  b0 u+ mNL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108
2 h% e0 o9 o* K由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：
; q5 ?# d9 [9 N) l0 I- _- fZNT1=0.92   ZNT2=0.98
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
7 d. N! c; Q# q( v$ Y& I[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa
=343Mpa
. A) L7 Y( b: o7 e  [5 N4 F8 l2 e$ u故得：
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
; g; `0 p. h$ [4 T6 Q0 O1 y=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm
=48.97mm
0 p2 g( w6 K/ E; i: ~. |模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm
根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm
: L0 F2 Y' h. ]& w9 q(6)校核齿根弯曲疲劳强度
! u) d) r8 U5 i* z5 Z: l: X根据课本P132（6-48）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
! S. N, ?  e" C+ }* Q/ yd2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mm   b1=50mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
  A1 o& L' L, }, J. l  h根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得
7 ]  X# f! L9 Y7 n, yYFa1=2.80     YSa1=1.55
YFa2=2.14     YSa2=1.83
; w7 ]4 G4 o* Q3 z& q: r(8)许用弯曲应力[σF]
4 h7 H5 y5 _9 G根据课本P136（6-53）式：
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
3 ]8 S4 L; q* t0 W0 a( \由课本图6-35C查得：
σFlim1=290Mpa  σFlim2 =210Mpa
由图6-36查得：YNT1=0.88   YNT2=0.9
2 X0 p2 r+ g! Z# P; {试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
5 G; q) f+ A2 g/ ]计算两轮的许用弯曲应力
; L4 D6 W9 \# `1 A, z; R[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa
& Z% A5 n( [% l& v8 M. a=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
5 l2 L( Y( R4 G将求得的各参数代入式（6-49）
% g* W$ d. n! D8 yσF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
0 \8 C9 {9 L+ n8 O3 u=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa
& L+ A) g- F) ]/ _0 p+ r6 F, t=77.2Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
+ A. ~* }$ m; {: E! A=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa
7 p. U2 T% x' Z=11.6Mpa< [σF]2
# B, s5 V4 i0 L. v故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
6 e8 ^) Z' |; o+ C(9)计算齿轮传动的中心矩a
& a7 t7 m( l3 h  H5 G( j! Qa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
* Y  m5 H+ i; O3 p: _, PV=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000
=1.2m/s

3 k9 f/ W2 x, `4 A* l7 y六、轴的设计计算
3 o* \- y  K: E9 W2 \输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
" g; {! g6 a: V$ K. h根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115
( Q8 v2 i1 V/ Md≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴选d=22mm
( M( t1 E( f9 b6 p4 [% p
2、轴的结构设计
) y" U1 Q' N' s0 i! C（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
/ `  w! ]5 P! w4 d0 k（2）确定轴各段直径和长度
工段：d1=22mm   长度取L1=50mm
1 `, {, ?4 y2 ]4 e$ b∵h=2c    c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
" H% |- a4 J% y6 ~5 v1 k初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,
  r( K% }1 B1 g8 ~+ i! _3 E宽度为16mm.
2 r1 w* n5 f0 ^# k7 \; J0 `4 D考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
) e( V  \) d* ^; k( E" q  t由手册得：c=1.5   h=2c=2×1.5=3mm
  Y: z1 c" g) b) n/ id4=d3+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm
# t& j  D/ ]9 X& S, E+ u因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm
8 l0 t7 ?6 a2 P% [* ?6 l9 J. R) jⅤ段直径d5=30mm.  长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
(3)按弯矩复合强度计算
% c( L+ W" F* a# |5 P7 W$ Q" b* w①求分度圆直径：已知d1=50mm
4 P! W7 o6 r1 l7 e3 ?& y②求转矩：已知T2=50021.8N&#8226;mm
& ]/ f. n% v/ O4 R* q# Y% D③求圆周力：Ft
* N6 Q1 e; O$ K根据课本P127（6-34）式得
1 K: ]3 C4 j% \( LFt=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft&#8226;tanα=1000.436×tan200=364.1N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm
/ ]$ ~* ?/ z0 a% M3 k+ A* h
) v+ E% g0 d5 F9 A: S# ]" J(1)绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
8 V- k6 b# ^9 q轴承支反力：
/ `. z' E- T' c4 HFAY=FBY=Fr/2=182.05N
- Y9 v+ ^! R" _2 s9 aFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N&#8226;m
, b" `$ Z' F) Y9 Z) D2 U- [(3)绘制水平面弯矩图（如图c）
2 M6 e' k! |5 @+ O' g截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=500.2×50=25N&#8226;m
' Q# o3 _% X- B# N' O  u(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N&#8226;m
2 [/ q1 \6 q6 e6 i7 f(5)绘制扭矩图（如图e）
" y# l5 o/ ]2 a9 L! U, A转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N&#8226;m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：
4 C! \: Q* @- Z, _3 tMec=[MC2+(αT)2]1/2
0 [+ V, |: i) k# w=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N&#8226;m
! R& ^: q% a, k- z7 |(7)校核危险截面C的强度
  i. c" j% R! l& v! |由式（6-3）
0 b/ u0 N7 X7 {9 p- oσe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
4 s* a7 Q0 \: G# ?=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
) d" Q" c4 O1 t1 k7 G2 I选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm
0 h% E, P% U+ L0 ?+ V! O取d=35mm


2、轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
; B3 u) X. x) Q; D初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
& v/ u3 D2 u) l(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=300mm
②求转矩：已知T3=271N&#8226;m
$ r/ m( I% `3 K3 r# y" B) i③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
  S" K8 y$ c# _6 V# yFt=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft&#8226;tanα=1806.7×0.36379=657.2N
5 d- c; P; @" |; E9 K% m⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
' ?- e" n7 ?* U3 J  G(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
$ L/ A9 |% W! U& O0 kFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
5 k+ X$ l- c1 L# t0 GFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
8 Z2 j# G$ g/ A" g3 U截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N&#8226;m
& _  w2 E7 X  {4 Y; {8 M(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N&#8226;m
8 Y" H# ^: e3 P0 S(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N&#8226;m
" x% F" g- K. E* v) y(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2
+ P' [+ e0 ~/ U9 X- `) B- J=275.06N&#8226;m
(6)校核危险截面C的强度
' M! y0 B/ m; w0 E% t" W* D由式（10-3）
( n2 {1 Y+ w" i) o  x) m$ i% dσe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够


: L6 z' p# Z& W" K$ l七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×365×8=48720小时
1、计算输入轴承
（1）已知nⅡ=458.2r/min
9 v6 E  D5 J# U/ @7 c( ]0 H1 b两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N
5 @6 U0 e5 W4 x1 @0 k* G; @) M: u初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
) |+ o$ L6 ?' w8 @" ^7 T根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2) ∵FS1+Fa=FS2   Fa=0
; M9 v$ J3 R* j3 t2 ?- ~故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
' _9 K1 t: @$ H- w/ W" B& b' A3 F/ k. oFA1=FS1=315.1N   FA2=FS2=315.1N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
- t4 T- U1 P3 ]7 M1 c" I根据课本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1<e    x1=1    FA2/FR2<e    x2=1
y1=0                y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
& z6 R! ?6 [7 I* {1 z根据课本P263表（11-9）取f P=1.5
8 V& o3 P3 _. S根据课本P262（11-6）式得
* `+ m8 I0 j) l6 D4 m3 F7 XP1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
- J8 c/ o, b" C! `) h+ d# DP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2  故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
& {( |, i( T9 x; ?由课本P264（11-10c）式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
1 c" z. O4 }! G+ f: U" ^  D4 V=1047500h>48720h
- m- q+ E! W% e∴预期寿命足够
% _! b' r* G5 T) y( p& V. C
2、计算输出轴承
(1)已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0   FR=FAZ=903.35N
+ s9 f- |% s  a: a  ~* T" E+ t试选7207AC型角接触球轴承
根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则
3 O; ~% q  O7 b5 mFS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2      Fa=0
! ?: T9 M5 U& X0 A0 z∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端
$ f1 Y* G7 O( |+ R4 I5 `两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N
, b1 A0 T+ s8 L1 @5 v! ?# V(3)求系数x、y
. d! T3 a" D& u4 J4 @8 VFA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根据课本P263表（11-8）得：e=0.68
∵FA1/FR1<e    ∴x1=1
y1=0
2 r) u$ h6 m5 U& H- g∵FA2/FR2<e    ∴x2=1
( |5 B; {$ |/ {; ~7 A% s* g: Cy2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
( S- u; q9 G5 U0 }; ?/ p根据表（11-9）取fP=1.5
" `+ G$ V" @6 R根据式（11-6）得
6 d) P2 U; y  Y" T2 Q; VP1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2  故P=1355    ε=3
根据手册P71  7207AC型轴承Cr=30500N
根据课本P264 表（11-10）得：ft=1
根据课本P264  （11-10c）式得
Lh=16670/n(ftCr/P) ε
- V4 W+ n3 I5 r=16670/76.4×(1×30500/1355)3
3 F! ?- g6 s; k9 s=2488378.6h>48720h
∴此轴承合格
' v% E8 D& E% Z( L8 u八、键联接的选择及校核计算
8 h! x& Z; L; j; [1 c轴径d1=22mm,L1=50mm
, T2 k& C! g5 i* }& h查手册得，选用C型平键，得：
+ p  v% r- w; O* u/ |8 f0 G键A  8×7  GB1096-79  l=L1-b=50-8=42mm
8 q) g* z7 N% v) o3 a/ s9 H( F: gT2=48N&#8226;m   h=7mm
( m1 L- S8 f- y# G# f根据课本P243（10-5）式得
+ x2 H' ]: i9 n$ k4 b: a: Mσp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
+ L# m& Q5 b! D8 ^=29.68Mpa<[σR](110Mpa)

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mm  L3=48mm  T=271N&#8226;m
2 w5 O2 _2 T4 O) [" D# C查手册P51  选A型平键
键10×8    GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm    h=8mm
& s" W( V) y7 }. N: [! T9 iσp=4T/dhl=4×271000/35×8×38
: r- _8 J% L- {3 H6 c7 C=101.87Mpa<[σp](110Mpa)
% m% K6 T6 @; R* P. ?0 x; o
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接