S?1.5
因为
Sca?S
所以可知其安全。
校核的轴因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。 综上对轴的校核，轴满足要求。 4.1.3.键的校核
图4.3 平键连接受力情况
平键连接传递转矩时，连接中各零件的受力情况如图4.3所示。 假定载荷在键的工作面上均匀分布，普通平键连接的强度条件为：
2T?103?p????p? （4.3） ??kld 式中： T——传递的转矩，N?m；T=T1；
k——键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h，此处h为键的高度，mm；
l——键的工作长度，mm，圆头平键l?L?b，此处L为键的公称长度，
mm；b为键的宽度，mm；
d——轴的直径，mm；
???p??——键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa，见参考
文献[3]表6—2。
此处键的尺寸： h=20mm L=200mm b=36mm
公式4.3中数据：
T=T1=13022.73N?m； k=0.5h=10mm；
200?3=164mm6 l?L?b?；
d=140mm；
带入公式4.3得：
2?13022.73?103?p?
10?164?140 =113.44MPa
由参考文献[3]表6—2查得：
???p??为120~150MPa
因为
?p????p??
所以 键检验合格。 4.1.4.轴承的寿命计算
选用轴承时，首先是选择滚动轴承类型，线面归纳出合理选择轴承类型时所参考的主要因素。
（一） 轴承的载荷
轴承所受载荷的大小、方向和性质，是选择轴承类型的主要依据。 （二）轴承的转数
在一般转速下，转速的高低度类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。 （三）轴承的调心性能
当周的中心线与轴承座中心线不重合而又角度误差时，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会造成轴承的内外圈轴线发生偏斜。 （四）轴承的安装和拆卸
便于装拆，也是在选择轴承类型时应考虑的一个因素。在轴承座没有剖面而必须沿轴向安装和拆卸轴承零部件时，应优先选用内外圈可分离的轴承。
图4.5 轴承受力分析图
求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面（图4.5a）和水平面（图4.5b）两个平面力系。其中：图4.5c中的Fte为通过另加转矩而平移到指向轴线。
由力分析可知：
3220?1?0 Fre?49.8
=539000N
Fr1V?Fre?220539000?220?
220?220220?220 =269500N
Fr2V?Fre?Fr1V?539000?269500
=269500N Fte?2T12?13022.73? D0.9220220Fte??28939.40
220?220220?220 =28939.40N
Fr1H? =14469.70N
Fr2H?Fte?Fr1H?28939.40?14469.7
=14669.70N
2Fr1?Fr22695002?14469.702 1V?Fr1H? =269888.17N
2Fr1?Fr22695002?14469.702 1V?Fr1H? =269888.17N
求两轴承的计算轴向力Fa1和 Fa2
对于调心滚子轴承，没有派生轴向力。所以，轴向力： Fa1?0 Fa2?0
求轴承当量动载荷P1 和P2
本方案采用的轴承型号为：23140 CC/W33。
由参考文献[2]表6—2—77查得： e?0.31
因为
Fa1F?0 r1269888.17 =0 Fa20F? r2269888.17 =0 由参考文献[2]表6—2—77查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y： X1?X2?0 Y1?Y2?2.2 所以 由参考文献[2]P6?343公式： P1?P2?fp?Fr1?Y1Fa1? 因轴承运转中有中等冲击载荷，由参考文献[3]表13—6的： fp?1.2~1.，取8fp?1.4 将数值带入公式4.4得： P1?P2?1.4??269888.17?2.7?0? =377843.44N 计算轴承寿命 由参考文献[3]公式13—5得： ?L106?C?h?60n??P?? 4.4）4.5） （ （