二级齿轮减速器设计

1、 课程设计说明书设计题目： 二级齿轮减速器的设计 专 业：工业工程 班级：2011-2班设 计 人： 豆春蕾 指导老师： 石永奎 山东科技大学2015年 01月10 日课程设计任务书学院：矿业与安全工程专业：工业工程班级：2011-2姓名：豆春蕾一、课程设计题目：二、课程设计主要参考资料：（1）、 精密机械设计 （2）、 基础工业工程 三、课程设计主要要解决的问题：（1）、 带式运输机变速器经常烧毁的问题 （2）、 带式运输机经常跑偏的问题 四、课程设计相关附件：（1）、 （2）、 五、任务发出日期：1月5日 完成日期：1月23日 指导老师签字： 系主任签字： 指导教师对课程设计的评语指导教师

2、签字： 年 月 日目录1. 设计目的52. 传动方案分析63. 原动件的选择和传动比的分配 74. 各轴动力与运动参数的计算 95. 传动件设计计算（齿轮）10 6 轴的设计 21 7滚动轴承的计算 29 8连接的选择和计算 309润滑方式、润滑油牌及密封装置的选择31 10.设计小结3211.参考文献 33 1. 设计目的随着经济社会的发展，运输机在经营活动中扮演着越来越重要的角色。其中，带式运输机在实际生活中是最常见的一种运输机，它主要是由运输带、电动机、变速器和支架组成。但是，带式运输机在使用过程中往往会出现很多问题，比如运输带跑偏、电动机烧毁等。其中，有很多问题是由变速箱引起的。基于此

3、，我设计了一个新型的减速箱，以改善带式运输机的使用状况。设计一个用于带式运输机上的动力及传动装置。运输机三班制连续单向运转。工作时载荷平稳，小批量生产。已知数据：传输带的圆周力F/N:900。二级齿轮减速器原理图见图1.1。 图1.12.传动方案分析传送带带速v/(m/s): 2.5 滚筒直径D/mm: 300 使用期限/年：10 带速允许公差：5% 1.电机 2.联轴器 3.齿轮减速器 4.联轴器 5.运输带合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要

4、多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。本传动装置传动比不大，采用二级传动。带式运输机是由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将力传入减速器3，再经联轴器4将动力传输至转筒5。轴端连接选择弹性柱销联轴器。见图1.2。图1.23.原动件的选择和传动比的分配1.原动件的选择根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率w=0.96。设计任务要求减速器的输入功率为: Pw=Fv/1000w=(9002.5)/(10000.96)=2.34kw。而传动装置的效率：=122332=0.9920.9930.972=0.895 式中：1-联轴器传动效率 2-滚动轴承（一对）

5、的效率 3-闭合齿轮传动效率，常见机械效率参见表3.1表3.1 传动类型表机械传动类型传动效率圆柱齿轮传动闭式传动0.96-0.98开式传动0.94-0.96圆锥齿轮传动闭式传动0.94-0.97开式传动0.92-0.95平型带传动0.95-0.98V型带传动0.94-0.97滚动轴承（一对）0.98-0.995联轴器0.99-0.995电动机所需功率为Pd= Pw/n=2.34/0.893=2.62kw 卷筒工作转速：n=601000v/D=（6010002.5）/(300)=159.2r/min而两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比ia范围为840。所有电动机转速可选范围：nd=nia=159

6、.2（840）=1273.66368r/min。查精密机械设计书初步确定原动机的型号为Y100L2-4，额定功率为p=3kw，满载转速为n0=1420r/min，额定转矩为2.2Nmm，最大转矩为2.3Nmm。2.传动比的分配由原始数据以及初步确定的原动机的转速可确定总传动比：I=no/n3=1420/159.2=8.92。对于二级展开式圆柱齿轮减速器，当二级齿轮的材质相同，齿宽系数相等时，卫视齿轮浸油深度大致相近，且低速机大齿轮直径略大，高速级传动比i1=3.53。低速级传动比i2=i/ i1=8.92/3.53=2.524.各轴动力与运动参数的计算1.各轴的转速n=n0=1420r/min

7、n=n/i1=1420/3.53=402.27r/min n=n/i2=402.27/2.52=159.63r/min2.各轴的的输入功率P0=3kwp= P0(12)=3(0.990.99) kw =2.94 kw p= p(32)=2.94(0.970.99) kw =2.82 kw p= p(321 )=2.82(0.970.990.99)=2.68 kw3.各轴的转矩T0=9.55610p0/n0=9.556103/1420=20.176 Nm T=9.55610p/n=9.556102.94/1420=19.72 Nm T=9.55610p/n=9.556102.82/402.27=

8、66.947 Nm T=9.55610p/n=9.556102.68/159.63=160.333 Nm计算结果如表4.1所示。表4.1 轴的参数表项目电动机轴高速轴1高速轴2高速轴3转速（r/min27159.63功率（kw）32.942.822.68转矩（Nm）2.219.7266.947163.33传动比113.532.525. 传动件设计计算（齿轮）1.高速齿轮的计算对于高速齿轮，初步设计输入功率、齿数比等参数如表5.1所示。表5.1 高速齿轮参数表输入功率（kw）小齿轮转速（r/min）齿数比小齿轮转矩（Nm）载荷系数2.9414203.5319.721.3

9、2.选精度等级、材料及齿数1) 材料及热处理；由表10-1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，二者材料硬度差为40HBS。2) 精度等级选用7级精度；3) 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z2203.53=70.6，取z2=71的；3.按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（5.1）试算，即dt2.323KtTUdu+1uZep2 （5.1）(1) 确定公式内的各计算数值，1) 试选Kt1.3 2) 选取尺宽系数d1 3) 查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa 4) 按齿面

10、硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；5) 计算应力循环次数N160n1jLh6014201（3836510）7500000000 N2N1/3.532100000000此式中j为转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时 6) 查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95 7) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，得H10.90600MPa540MPa H20.98550MPa522.5Mpa试算小齿轮分度圆直径d1t，见式5.2 与式5.3dt2.323KtTUdu+1uZep2 （5.2

11、） dt=2.3231.31975013.53+13.53189.8522.52=37.58mm 1） 计算圆周速度 v=d1tn1601000=37.581420601000=2.794m/s 2） 计算齿宽b、模数m、齿高h等参数 b=137.58=37.58mm mt=d1tz1=37.5820=1.879 h=2.25mt=2.251.879=4.228mm bh=37.584.228=8.894) 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=2.794m/s,7级精度，查得动载系数KV=1.25；查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KH=1.417 由b/h=8.89，K

12、H=1.417 查得KF =1.33 直齿轮KH=KF=1。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.2511.417=1.7769 5) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得d1=d1t3kkt=37.5831.77691.3=41.71mm 6）计算模数mm=d1z1=41.7120=2.094.按齿根弯曲强度设计m32KUd（cos）2Z12YfYsp （5.3）(1) 确定计算参数1) 由图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa 由10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88。计算弯曲疲劳许用应力，取安

13、全系数S=1.4，可得F1=Kn1F1S=0.855001.4=303.57MpaF2=Kn2F2S=0.883801.4=238.86Mpa2)计算载荷系数K=KaKvKfKf=11.2511.33=1.66 3） 查取应力校正系数可得，Ysa1=1.55；Ysa2=1.77Yfa1=2.80；Yfa2=2.22。4） 计算大、小齿轮的YfaYsap并加以比较Yfa1Ysa1p1=2.801.55303.57=0.014Yfa2Ysa2p2=2.221.77238.86=0.016（2）设计计算m321.66251.97210414000.016=1.39 对结果进行处理，取m=2，Z1=d

14、1m=41.712=21。 大齿轮齿数 Z2=iZ1=3.5321=74.13 , 取Z2=75 。5.几何尺寸计算 1） 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1=z1m=212=42mm d2=z2m=752=150mm 2）计算中心距 a=d1+d22=42+1502=96mm3）计算齿轮宽度 b1=47mm b2=42mm 备注齿宽一般是小齿轮的齿宽一般比大齿轮的齿宽多5-10mm，由此可得设计参数如表5.2所示。表5.2 齿轮参数表模数分度圆直径（mm）齿宽（mm）齿数大齿轮2424721小齿轮21504275二齿轮因齿轮齿顶圆直径小于160mm，故以都选用实心结构的齿轮。6. 低速齿轮的计

15、算对于低速齿轮，初步设计输入功率、齿数比等参数如表5.3所示表5.3 低速齿轮参数表输入功率（kw）小齿轮转速（r/min）齿数比小齿轮转矩（Nm）载荷系数2.82402.272.5266.9471.37.选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；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，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z2202.52=50.4，取51；8.按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即dt2.323

16、KtTUdu+1uZep2 （5.4）(1) 确定公式内的各计算数值1)试选Kt1.3 2)由表107选取尺宽系数d1 3)由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa 4)由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa； 5)由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60402.271（3836510）2.114109N2N1/2.528.39108 此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Ln为齿轮的工作寿命，单位小时6) 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.90；KHN20.95 7) 计算接触疲

17、劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，得 H10.90600MPa540Mpa H20.95550MPa522.5Mpa(2) 计算1)试算小齿轮分度圆直径d1td1t=2.323KtTUdu+1uZep2 d1t=2.3231.366.9510312.52+12.52189.8522.52=58.51mm2）计算圆周速度 v=d1tn1601000=58.51402.27601000=1.23m/s3）计算齿宽b及模数m b=158.5105mm=58.5105mm mt=2.9255 h=2.25mt=2.252.9255mm=6.5824mm b/h=58.5105/6.5824 =8

18、.8889 4)计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1 根据v=1.2324 m/s,7级精度，查得动载系数KV=1.14；7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KH=1.426 。由b/h=8.8889，KH=1.426，查得KF =1.33 直齿轮KH=KF=1。故载荷系数K=KAKVKHKH=11.1411.426=1.62564 。5) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得d1=d1t3K/Kt=58.5131.63/1.3=63.03mm 计算模数m，可得m=d1z1=63.0320=3.159.按齿根弯曲强度设计 由精密机械设计参考书得： m32KT1UdZ1YfaYsaf

19、(1)确定计算参数查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限F1=500Mpa；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2=380MPa 由10-18查得弯曲寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4 见表10-12得F1=Kn1F1S=0.855001.4=303.57MpaF2=Kn2F2S=0.883801.4=238.86Mpa1 ) 计算载荷系数K= 11.1411.33=1.5162 2）查取应力校正系数查得YFa1=2.80; YFa2=2.28 查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.733) 计算大、小齿轮的YfaYsaf并加以比较 Yfa1Ysa1f1=2.

20、801.55303.57=0.14Yfa2Ysa2f2=2.281.73238.86=0.16所以，大齿轮的数值比较大。(2)设计计算m32KT1UdZ1YfaYsaf=321.526.69104400010165=2.03对结果进行处理取m=2.5 ，（根据优先使用第一序列，此处选用第一序列）小齿轮齿数 Z1=d1/m=63.0316/2.525.212626 大齿轮齿数 Z2=i Z1=2.5226=65.526610.几何尺寸计算1)计算齿轮宽度d1=z1m=262.5=65mm ， d2=z2m=662.5=165mm 2)计算中心距a=(d1+d2)/2=(65+165)/2=115

21、 3)计算大、小齿轮的分度圆直径b=dd1 b=65mm B1=70mm；B2=65mm备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm 由此设计有表5.4所示。表5.4 齿轮参数表模数分度圆直径（mm）齿宽（mm）齿数大齿轮2.5657026小齿轮2.5165656611.结构设计小齿轮因齿轮齿顶圆直径又小于150m，故以选用实心结构的齿轮。大齿轮齿顶圆直径大于150mm，所以选用式结构的齿轮。所有齿轮设计如表5.5所示表5.5 大、小齿轮基本参数表模数分度圆直径（mm）齿宽（mm）齿数高速小齿轮2424721高速大齿轮21504275低速小齿轮2.5657026低速大齿轮2.51656566

22、6 轴的设计在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核一根低速轴的强度1.低速轴3的设计根据精密机械设计参考书，对低速轴的参数初步设计如6.1所示表6.1 低速轴的基本参数表功率（kw）转矩（Nm）转速（r/min）分度圆直径（mm）压力角2.38163.33159.63165202.求作用在齿轮上的力Ft=2T3d2=21.63105165=1979.76 NFr=Fttan=1979.76tan20=720.57 N初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。选取A0=112。于是有dmin=A03pn=11232.68159.63=28.69mm此轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的

23、最小直径d1-2为了使所选的轴的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。3.联轴器的型号的选取 取Ka=1.5则；Tca=KaT3=1.5163.33=244.995Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5843-2003，选用GY5 型凸缘式联轴器，其公称转矩为400 Nm。半联轴器的孔径d1=30mm .固取d1-2=30mm。半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82mm。4.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案，如图6.1所示图6.1 零件的装配图(3) 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

24、轴器的轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取2-3段的直径d2-3=37mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=40。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1= 82mm ,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，固取1-2断的长度应比L1略短一些，现取L1-2=80mm 2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d2-3=37mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游细组、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为dDB=40mm68mm15mm,故d3-4=d7-9=40mm，L7-9=15mm。 右端滚动轴承采用轴

25、肩进行轴向定位。定位轴肩高度h=4mm，因此取d6-7=48mm。3) 取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4-5=45mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为65，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取L4-5=62mm,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径的0.070.1倍）这里取轴肩高度h=4mm.所以d5-6=53mm.轴的宽度取b1.4h,取轴的宽度为L5-6=6mm.4) 轴承端盖的总宽度为15mm（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）。根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25mm。固取L2-3=40mm

26、。取齿轮与箱体的内壁的距离为a=12mm，小齿轮与大齿轮的间距为c=15mm，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承的宽度T=15m吗，小齿轮的轮毂长L=47mm，则L3-4 =T+s+a+(65-62)=38mm L6-7=L+c+a+s-L5-6=47+15+12+8-6=76mm 轴承采取脂润滑，考虑封油盘的长度，L7-8=10mm，d7-8=43mm 至此已初步确定轴得长度。5） 轴上零件得周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=45mm ，由参考文献1表6-1查得平键的截面 bh=149 (mm)，

27、L=50mm 同理按 d1-2=30mm. bh=108 ,L=70。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。6） 确定轴的的倒角和圆角参考参考文献2表15-2，取轴端倒角为1.245。见图6.2图6.2 二级直齿减速器示意5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出a值参照参考文献1图15-23。对于6008，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182mm。根据轴的计

28、算简图作出轴的弯矩图和扭矩图Ft=758.1979 Fr =720.573NFnh1=1327.091NFnh2=652.667 Mh=652.66712210-3=79.62337NmFnv1=483.023N Fnv2=237.55NMv=483.0236010-3=228.98138NmM总=Mh2Mv2=79.62228.982=84.734 Nm对计算结果进行统计，见表6.1表6.1 轴的参数表载荷水平面 H垂直面V支反力F（N）Fnh1=1327.091Fnh2=652.667Fnv1=483.023Fnv2=237.55弯矩（Nm）MH=79.62337MV=228.98138总

29、弯矩（Nm）M总=84.734扭矩（Nm）T3=163.3336.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据式5.4及表6.1中的取值，且0.6（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取0.3；当扭转切应力为脉动循环变应力时取0.6）7.初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。选择深沟球轴承6005号轴承8.轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案，见图6.3图6.3 高速轴的装配方案图（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知，轴的总长度为L=15+76+

30、6+62+38=197mm，由于轴承选定所以轴的最小直径为25mm，直径d1-2= d5-6=25mm。轴承采用轴肩定位由参考文献2查得 6005号轴承的轴肩高度为2.5mm，所以d2-3=d4-5=30mm 。两齿轮的中间采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径的0.070.1倍）这里取轴肩高度h=3mm.所以d3-4=36mm。根据低速轴齿轮位置和齿轮宽度，确定中间轴齿轮位置和轴长。L1-2=35.5mm；L2-3=67mm，L3-4=17.5mm，L4-5=39mm, L5-6=38mm（3） 轴上零件的周向定位齿轮轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=30mm 由参考文献1 表4-1查得平键的

31、截面 bh=108(mm),l2-3=50mm，l4-5=32mm 同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4） 确定轴的的倒角和圆角参考参考文献表15-2，取轴端倒角为145。9.高速轴 1 的设计根据精密机械设计参考书，高速轴的参数初步设计如表6.2。表6.2 高速轴的参数表功率（kw）转矩（Nm）转速（r/min）分度圆直径（mm）压力角2.9419.721420422010.求作用在齿轮上的力Ft=2T1d2=21.97210442=939.05 NFr=Fttan=939

32、.05tan20=341.79 N初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据参考文献1表15-3选取A0=112。于是有dmin=A03pn=11232.941420=14.275 mm, 取Ka=1.5则；Tca=KaT3=1.519.72=29.58Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB5843-2003，选用GY2 型凸缘联轴器，其公称转矩为63Nm。半联轴器的孔径d1=16mm .固取d7-8=16mm11.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图6.4所示。图6.4低速轴装配方案图（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

33、联轴器的轴向定位要求7-8轴段右端要求制出一轴肩；固取6-7段的直径d6-7=22mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25。半联轴器与轴配合的毂孔长L1= 42mm ,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，固取7-8断的长度应比L1略短一些，现取L7-8=40mm 1） 初步选择滚动轴承。选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据 d6-7=22mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游细组、标准精度级的深沟球轴承6005，其尺寸为dDB=25m47mm12mm,故d5-6=d1-2=25mm右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。定位轴肩高度h=2.5mm，因此取d2-3=3

34、0mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度取轴肩高度h=3mm.所以d3-4=36mm.轴的宽度取b1.4h,取轴的宽度为L3-4=5mm.3) 齿轮分度圆过小，故做成齿轮轴。齿轮的轮毂的宽度为47，分度圆直径为42mm，所有L4-5=47mm，d4-5=46mm。轴承端盖的总宽度为15mm。根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为27mm。固取L6-7=42mm 根据中间轴和箱壁位置可知L1-6=197mm，L1-2=25mm，L2-3=87.5mm，L5-6=32.5mm 至此已初步确定轴得长度（3） 轴上零件得周向定位半联轴器与轴得配合选H7/k6。滚动轴承

35、与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）确定轴的的倒角和圆角，取轴端倒角为1.045。7滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为6008，其基本额定动载荷NCr17000，基本额定静载荷NCr118000。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为Fnh1=1327.091N Fnv1=483.023NFnh2=652.667N Fnv2=237.55N由上可知轴承1所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承1进行校核，如果轴承1满足要求，轴承2必满足要求。1） 求比值轴承所受径向力

36、 Fr=1327.092483.022=141226 N所受的轴向力Nfa=0，它们的比值为0。根据参考文献2,深沟球轴承的最小e值为0.22，故此时FaFre2） 计算当量动载荷P，根据参考文献1式（13-8a），p=fp（Xfr+Yfa）。按照参考文献1表13-5，X=1，Y=0,按照参考文献2表13-6，2.10.1Pf，取1.1Pf。则p=1553.4688连接的选择和计算1.对连接齿轮4与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。根据d=45mm从参考文献1表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b=14mm，高度h=9mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L=50mm。（2） 校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由文献1表6-2查许用挤压应力=100120Mpa，取平均值，110Mpa。键的工作长度l=L-b=50mm-14mm=36mm。，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.59=4.5mm。根据文献2可得p=2T103kld=21.631054.53645=44.81Mpapp=110Mpa所以所选的键满足强度要求。键的标记为：键14950 GB/T 1095-2003。2.对连接联轴器与轴3的键的计算（1） 选择键联接的类型和尺寸，类似以上键的选择，也