设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器

1、机械设计基础课程设计设计人：班级：学号：指导老师：设计要求设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器，如图所示。运输机连续工作， 单向运转，载荷变化不大，空载起动。减速器小批量生产。使用期限 10 年，两班制工作。运输带容许速度误差为 5%。原始数据（所给数据的第六小组）已知条件数据输送带工作拉力Fw=2800N输送带速度Vw=1.4m/s卷筒轴直径D=400mm目录一确定传动方案二选择电动机（1） 选择电动机（2） 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比（3） 计算传动装置的运动参数和动力参数三传动零件的设计计算（1） 普通 V带传动（2） 圆柱齿轮设计四低速轴的结构设计（1） 轴的结构设计

2、（2） 确定各轴段的尺寸（3） 确定联轴器的型号（4） 按扭转和弯曲组合进行强度校核五高速轴的结构设计六键的选择及强度校核七选择轴承及计算轴承寿命八选择轴承润滑与密封方式九箱体及附件的设计（1） 箱体的选择（2） 选择轴承端盖（3） 确定检查孔与孔盖（4） 通气器（5） 油标装置（6） 骡塞（7） 定位销（8） 起吊装置十设计小结十一 . 参考书目设计项目计算及说明主要结果一确定传动设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器，如图所方案示。运输机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载起动。减速器小批量生产。使用期限 10 年，两班制工作。运输带容许速度误差为 5%。图 A-11） 选择电动机类

3、型和结构形式根据工作要求和条件，选用一般用途的Y 系列三相异步电动机，结构形式为卧式封闭结构二选择电动2) 确定电动机功率机工作机所要的功率 Pw(kw)按下式计算(1) 选择电动Pw=FwVw机1000 w式中， Fw=2800,Vw=1.4m/s,带式输送机的效率w=0.94，代入上式得：Pw =Kw=4.17Kw电动机所需功率Po（ Kw）按下式计算PwPo=Pw=4.17Kw式中，为电动机到滚筒工作轴的传动装置总效率，根据传动特点，由表 2-4 查得： V 带传动带=0.96 ，一对齿轮传动齿轮=0.97 ，一对滚动轴承轴承 =0.99 ，弹性联轴器联轴器 =0.98 ，因此总效率=带

4、齿轮2 轴承联轴器，即=带齿轮2 轴承联轴器Po=4.69 Kw2=0.89Po=Pw =Kw=4.69KwPm=5.5 Kw确定电动机额定功率Pm（ Kw）, 使 Pm=(11.3)Po=5.12 （11.3 ）=5.126.66Kw，查表 2-1 取 Pm=5.5 Kwn =66.87r/min3） 确定电动机转速w工作机卷筒轴的转速 nw为nw=60 1000Vw =66.87r/minD根据表 2-3 推存的各类转动比范围， 取 V 带转动比 i带=24，一级齿轮减速器 i 齿轮 =35，传动装置的总传动比 i 总=620，故电动机的转速可取范围为Y132M2-6nm=i 总 nm=(

5、620) 84.93=509.581698.6r/minnm=960r/min符合此转速要求的同步转速有 750r/min ， 1000r/min ，1500r/min 三种，考虑综合因素，查表 2-1 ，选择同步转速为1000r/min的 Y 系列电动机 Y132M2-6,其满载转速为(2) 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比（3）计算传动装置的运动参数和动nm=960r/min电动机的参数见表A-1。型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩/Kw/（r/min ） 额定转矩额定转矩Y132M2-65.59602.02.01） 传动装置的总传动比为i 总=nm/nw=960/66.87=14

6、.44 2） 分配各级传动比为了符合各级传动形式的工作条件特点和结构紧凑，必须使各级传动比都在各自的合理范围内，且使各自传动件尺寸协调合理均称，传动装置总体尺寸紧凑，重量最小，齿轮浸油深度合理本传动装置由带传动和齿轮传动组成，因i 总=i 带 i 齿轮，取齿轮传动比 i 齿轮 =4.81 ，则带传动的传动比为i带=i总/i齿轮 =14.44/4.81=3i 总 =14.44i 齿轮 =4.81i 带 =3n1365.02 r / minn1184.89 r/min力参数1） 各轴转速1=nm/ib =960/3=320r/min轴 nn84.89r / min轴 n2=n1/ig=320/4.

7、81=66.53 r/min滚筒轴 n=n =66.5322) 各轴功率p14.92kw轴 p1=p0x b=5.5x0.96=5.28 kw轴 p2=p1xr xg =5.28x0.995x0.97=5.10 kwp114.72kw2rc=5.10x0.995x0.98=4.97 kw滚筒轴 p=p xx2） 各轴转轴p4.21kw电动机轴6 PO65.554710N.mmTO 9.55 10nm9.55 10N.mm960轴 T9550P / n9550 5.28 / 320N.mm157575N.mmTO50933 N .mm111轴 T19550p2 / n2 95505.10/ 66

8、.53N .mm 732075N.mmT1128596 N.mm滚筒轴T1 9550 p2 / n295504.973/ 66.53N.mm 713845N .mmT11531010N.mm根据以上计算列出本传动装置的运动参数和动力参数数据表，见表 A-2A-2参数轴号电动机轴I 轴II 轴III轴转速96032066.5366.53n(r/min)功率 P（kw）5.55.285.14.973转矩 T(N.mm)54710157575732075713845传动比 i340811效率0.960.960.98T520443N.mm三传动零件的设计计算（1）普通 V 带传动本题目高速级采用普通

9、V 带传动，应根据已知的减速器参数确定带的型号，根数和长度，确定带传动的中心距，初拉力及张紧装置，确定大小带轮的直径，材料，结构尺寸队内容带传动的计算参数见表A-3表 A-3项目po (kw)nm (r / min)i带参数5.59603根据工作条件，查教材表6-7 取KA 1.3Pc=KAxP0=1.3x5.5=7.15pc 6.1kw由 nm 960r/ min ,pc=7.15kw 查教材图 6-8 ，因处于 A 的带型区域，所以以 A 型带来计算。计算过程及计算结果如下：1） 计算功查教材表 6-4 可取：0.02率A 型带取 d =125mm,取滑动率d1dd 2id d 1(1 )

10、3 125 (10.02) mm 367.5mm2）选择 V 带取 dd 2375mm类型vdd1n13.1412590 m / s 6.28m / s3）确定 V 带601000601000带速在 525m/s 范围内，合适基准直径因没有给定中心距的尺寸范围，按公式0.7( dd1d d 2 )ao2(dd1dd 2 )计算中心距 350mm<ao <1000mm取 ao =600mm计算 V 带基准长度LO 2ao(d d1(dd 2 d d1 ) 2d d 2 )24ao=3.14(125375)(375125)22 60024mm600=2011mm查教材表 6-3 取标准

11、值 Ld=2000mm 4）验算带速 计算实际中心距aaoLd Lo60020002011594.5mm225）确定带的基准长度 Ld考虑安装，调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调节范和实际中心围，调节范围为距amina0.015Ld594.5 0.015 2000 564.5mmamaxa0.03Ld594.50.032000654.5mm计算包角：1 180057.30dd 2 dd11800260100 57.3016301200a544合适A-B 型带A 型带dd 1100mmdd 2260mmB 型带dd 1140mmdd 2360mmv5.024m / sv7.034m /

12、sA 型带ao =500mmB 型带ao =700mm查教材表，单根 V 带的额定功率 po 1.4kw（ po0.11kw（插值法计算） ; 查教材表； ka0.92 ，查教材表， kL1.03Ld=1600mmpcpc7.15kw4.99A 型带a 544 mmzpo )ka kL(1.4 0.11) 0.92 1.03 pc ( po所以确定 V 带为 A 型带，共 5 根。因大于 4，应取 Z=5 根amin520mm确定单根 V 带的预紧力：amax592mmF0=500 P C(2.5/K -1)/zv+qv 2=500x7.15(2.5/0.92-1)/5x7.54+0.1x6.

13、282=199.47N确定带对轴的压力：FQ=2z F 0sin(a 1/2)=2x5x199.47xsin(154.768/2)=1825.398N计算结果：带型带长带根大轮小轮中心轴上直径直径距压力号/mm数/mm/mm/mm/NLd=2240mmA20005375125594.51825.B 型带398a 718.86mmamin382.86mmamax786.06mm齿轮设计A 型带11630已知齿轮传动的参数，见表A-5B 型带齿轮相对于轴承为对称布置，单向运转，输送机的工作状态应为162.50轻微冲击表 A-51项目n1 /(r / min)i1.116）验算小带p1 / kw轮包

14、角参数5.283204.81考虑是普通减速器，无特殊的要求，故采用软齿轮面传动。由表7-4 ，选大 . 小齿轮的材料和热处理方式为小齿轮：45 钢，调质处理，硬度为 240HBS（比大齿轮高 2550HBS）。大齿轮： 45 钢，正火处理，硬度为 200HBS。查表 7-5 知，初取齿轮传动精度等级为 8 级。该齿轮传动属闭式软齿轮面，针对齿面点蚀，先按齿面接触疲劳7）确定 V 带强度计算几何尺寸，然后按齿根弯曲疲劳校核。根数由式（ 7-19 ）求小齿轮分度圆直径，即d1 3kT1 i1(671)2d 1H A 型带Z=7 根B 型带Z=3 根8）计算初拉力9）计算对轴的压力（2）圆柱齿轮设计

15、1）选择材料及精度等级2）按齿面接触疲劳强度设计计算及许用应力查表 7-6 取载荷系数 K ， K=1.2.查表 7-7 取齿宽系数d ，齿轮相对于轴承对称布置，两齿轮均软齿轮面故d =1。小齿轮传递的转矩为T1 9.55 10 6 p19.55 106 5.28 N .mm 157575 N .mmn1320齿数比 u=i 齿轮 =4.81由课本 P222 表 12.13 得齿宽系数： d =1.0根据课本 P223 图 12.18c 得接触疲劳极限Hlim ：Hlim1 =730Mpa ，Hlim2=600Mpa许用接触应力 H：H1 0.9 Hlim1=0.9x730=657Mpa ，H

16、2 0.9 Hlim2=0.9x600=540Mpa根据课本 P227 表 12.16 得： Ad =83 小齿轮直径 d1 Ad (T1 (u+1)/ duH2)1/3 =85x(157575x(4.81+1)/1x4.81x540 2)1/3 =73.73mm( 取 75mm)初步齿宽 b=d d1=1x75=75mm（2）校核计算：圆周速度 v=d1n /60x1000= x75x334.62/60x1000=1.31m/s<6m/s ，故取 8 级精度合适初取齿数 z1=25 ，z2=i 齿轮 z1=4.81 ×25=120.25 模数 m= d 1/z1 =75/25

17、=3mm ，根据课本 P206 表 12.3 得标准模数： m=3mm ，FO246.7NFR444.06N小齿轮45 钢，调质处理大齿轮45 钢，正火处理112齿轮 1=5x25=125则 z= d/m=75/3=25 ，z =iz根据课本P215 表 12.9 得使用系数： KA=1.00T1 79185 N .mm根据课本 P216 图 12.9 得动载系数： Kv=1.13）确定齿轮的参数及计算主要尺寸Ft=2T1 /d1=2x157575/75=4202NKA Ft /b=1.00x4202/75=56.03N/mm<100N/mm a =1.88-3.2(1/ z 1+1/

18、z2 )cos =1.88-3.2x(1/25+1/120)=1.725Z=(4- a)/3 1/2 =(4-1.73)/3 1/2 =0.87KHa =1/ Z 2 =1/0.87 2=1.32KH=A+B(b/d 1 )2 +Cx10 -3 b=1.09+0.16x1 2+0.31x10 -3 x75=1.27载荷系数 K= K A K v KHa KH根据课本 P221 表 12.12 得弹性系数： ZE=189.8Mpa 1/2 根据课本 P222 图 12.16 得节点区域系数： ZH =2.5根据课本 P225 表 12.14 得最小安全系数 SHmin =1.25 总工作时间 t

19、h=10x365x20=73000h ，应力循环次数： NL1 =60nth=60x1x320x73000=1.401x10 9 NL2 = NL1/i =1.401x10 9 /4.81=2.914x10 8根据课本 P224 图 12.18 得接触寿命系数： ZN1 =1.01 ，ZN2=1.12许用接触应力 H1= Hlim1ZN1 /S Hmin =730x1.01/1.25=584Mpa ，H2= Hlim2 ZN2/S Hmin =600x1.14/1.25=537.6Mpa 验算 H=ZEZH Z =2KT 1(u+1)/bd 12u1/22x4.811/2=531.92Mpa&

20、lt;540MPa=H2所以，接触疲劳强度较为合适，原设计合格（3）确定传动主要尺寸：因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，估分度圆直径不会改变，即d1 =mz1 =3x25=75mm ，d2=mz 2=3x120=360mm中心距 a=m(z 1+ z2)/2=3x(25+120)/2=217.5mmd1 =73.97mmz1 =25z2 =120m =3mma =195d1 =75mmd2 =315mm齿宽 b= d =1.0x75=75mm，取 b =75mm ，b =70mmda 1 =81mmd 112da 2 =321mm参数齿数模数直径齿宽传动比中心距/mm/mm4）验算

21、齿根的弯曲疲劳强度5）验算齿轮圆周速度四低速轴的结构设计1）轴的结构设计小齿轮25375754.81217.5大齿轮12036070。轴的设计1、主动轴设计：（1）选择轴的材料，确定许用应力：轴的材料选为 40Cr 钢，调质处理，硬度 217255HBS ，取 250HBS 。根据课本 P315 表 16.3 得许用弯曲应力：B=600Mpa ，+1b =200Mpa ， 0b=95Mpa ，-1b=55Mpa（2）计算基本直径：根据课本 P314 表 16.2 得： T=35Mpa ， C=112轴的最小直径 dC(P /n )1/3 112(5.28/320) 1/3mm=28.5mm考虑

22、有键槽，将直径增大5%，则 d=28.5×(1+5%)=29.925mm ，取 d=30mm（3）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，齿轮一面由轴肩定位，令一面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，靠过盈配合实现周向固定。F1<F1 F2 <F 2 v1.43m / s（ 2）确定各轴的尺寸绘制结构简图：错误 !未找到引用源。确定各轴段尺寸：1）确定各轴段直径：段：依据公式的估算值d1 =30mm段：根据油封标准， d2=35mm段：与轻系列深沟球轴承6208 配合， d 3=40mm段：为减

23、少加工量， d4=48mm段：与小齿轮做成整体，d5 =80mm段：为减少加工量， d6=48mm段：轴承成对使用，所以d7=40mm2）确定轴上各轴段长：段：取 l1=70mm段： l2=50mm段： l3=18mm段： l4=15mm段：制作小齿轮， l5=75mm段： l6=15mm段： l7=18mm总轴 L=l1 +l2 +l3+l4+l5+l6 +l7=70+50+18+15+75+15+18=261mm校核轴的强度：1）轴受力分析：转矩 T1=9.55 ×10 6 P /n =9.55 ×106 ×5.28/320=157575N . mm小齿轮受力

24、：圆周力 Ft =2 T 1/d2 =2x157575/75=4202Nd1 =45mmd2 =55mmd3 =60mmd4 =63mm（3）确定联轴器径向力 Fr =F t1tana n =3888.42×tan20 0 =1415.27NAB 轴承垂直面直反力：FR11= F R22 = Ft/2=1944.21NAB 轴承水平面直反力：FR1R2 = (1525.95 x277-1415.27 x82.5)/165=1854.107N2）画轴弯矩图：AB3）3）合成弯矩：a-a 截面合成弯矩：M1=( M xy 2 + M xz 2 )1/2 =162.666N .mA 轴承处

25、合成弯矩：M2=( M xy 2 + M xz 2 )1/2 =170.906N .m4）危险截面的当量弯矩：取折合系数 a=55/95=0.58 ，则当量弯矩为：Me 1=( M 1 2+ (a T 1) 2)1/2 =183.267N .mMe 2=( M 2 2+ (a T 1) 2)1/2 =190.619N .m5）危险界面处轴的直径：d(M e /0.1x -1b) 1/3d1=32.18mm, d2=32.604mm考虑键槽对轴的影响，将轴径增大 5% ，故 d1=32.18x(1+5%)=33.789mm< 50mmd575mmd6 =72mm选用弹性套柱销联轴器L182

26、mmL241mmL356mmL473mmL57mmL616mmL733mmd1=32.60x(1+5%)=34.23mm< 50mm所以，原设计强度合格（4）按扭转和弯曲组合低速轴的结构如图A-2 所示各轴段的直径因本减速器为一般常规用减速器，轴的材料无特殊要求，故选用 45 钢查教材表 11-5 ； 45 钢的 A=118107代入设计公式d A3 P =（118107） 34.72 mm=45.0440.84mmn84.89考 虑该轴上 有一 个键 槽， 故 应该 将轴径增 大5%， 即d=（ 40.8445.04 ） （1 0.05）mm=42.8847.29mm轴段的直径确定为d

27、1 =45mm轴段的直径 d2 应在 d1 的基础上加上两倍的定位轴肩高度。这里 取 定 位 轴 肩 高 度 h12= （ 0.070.01 ） d1 =4.5m 即d2 =d1 +2 h12 =45mm+24.5mm54mm ，考虑该轴段安装密封槽，故直径 d2 还应符合密封圈的标准，取d 2 =55mm轴段的直径 d 3 应在 d2 的基础上增加两倍的非定位轴肩高度，但应该轴段要安装滚动轴承，故其直径要与滚动轴内经相符合。这里取 d 3 =60mm同一根轴上的两个轴承， 在一般情况下应取同一型号，故安装滚动轴承处的直径相同，即d7 = d3 =60mm轴段上安装齿轮，为安装齿轮方便，取d4

28、 =63mm轴段的直径 d 5 =d4 +2 h45 ，h45 是定位轴环的高度， 取 h45 =6mm，即 d5 =63mm+26mm 75mm轴段的直径d 6 应根据所用的轴承类型即型号查轴承标准取得，预选该轴段用 6312 轴承（深沟球轴承，轴承数据见附录B），查得 d6 =72mm2 各轴段的长度注：课程设计时，在确定出各轴段的直径后，就应该进入画图阶段，要边计算边画图， 边画图边计算。一般从图 5-2 开始画起，确定轴的长度时要先确定箱体的结构。例如，轴段2，轴段 3 的长度只有在确定了箱体的结构，润滑方式等才能确定各自的长度。轴段 6 的长度要先确定箱体的润滑方式才能确定，轴段1

29、的长度由所选的联轴器来确定。这个阶段也就是非标准图设计阶段为后面进行轴段的强度校核方便， 本例按常规给出各轴段的长度，确定方法如图 3-3 所示，具体确定过程略。课程设计时一定要先画图，先确定有关箱体，润滑方式等，参考例 3-1 中确定长度的方法确定轴的长度尺寸， 并在说明书中详细写出确定依据和步骤为了补偿由于制造，安装等的误差及两轴线的偏移，优先考虑弹性套柱销联轴器，根据安装联轴器轴段的直径，查附录F 选联轴器型号为 TL7，联轴器安装长度L=84mm因本例转速较低，最后确定轴承润滑方式为脂润滑，故此处按脂润滑确定轴的长度。取轴承距箱体内壁的距离3 为 10mm。课程设计时应根据实际情况确定

30、根据轴的结构需要，各轴段长度确定如下：L182mmL241mmL356mmL473mmL57mmL616mmL733mmLL1L2L3L4L5L6L782mm 41mm 56mm 73mm 7mm 16 mm 33mm 296mm轴段、之间的砂轮越程槽包含在段轴的长度之内低速轴轴承的支点之间距离为lb2(23 ) 2B / 226015 122201341) 绘制轴的计算简图为计算轴的强度，应将载荷简化处理，直齿圆柱齿轮，其受力可分解为圆周力 F。径向力 F. 两端轴承可简化为一端活动铰链，一端固定铰链，如图 A-3b 所示。为计算方便，选择两个危险截面 1-1 、 2-2 、 1-1 危险截

31、面选择安装齿轮的轴段的中心位置，位于两个支点的中间，距B 支座的距离为 134/2mm=68mm；2-2危险截面选择在轴段 4 和轴段 3 的截面处，距 B 支座的距离为20/2mm+27mm+2mm=39mm27mm2）计算轴上的作用力d1从动轮的转矩 T=318939N.mm32.4mm五、高速d2轴的结构设d340mm计d443mmd551mmd647mmd740mm六、键的选择及强度校核图 A-3轴的强度计算齿轮分度圆直径 d 2 =324mm齿轮的圆周力Ft2T 2531010 N.mm 3278N .mmd324齿轮的径向力七、选择轴承及计算轴承寿命FRF tan3278 tan

32、200 N .mm 1193N .mmt3） 计算支反力及弯矩计算垂直平面内的支反力及弯矩a. 求支反力：对称布置，只受一个力，故FAVFBVFr21193 / 2 596.5Nb. 求垂直平面的弯矩M V596.5 68M V596.53922667N.mm计算水平面内的支反力及弯矩a. 求支反力：对称布置，只受一个力，故FAHFBHFt / 23278 / 21639N.mmb. 求水平面的弯矩M H1639 73.5120466.5N.mmMH 1639 3862282N.mm求各截面的合成弯矩I-I截面：MM 2VM 2H43842.752120466.52128197N .mmII-

33、II截面：MM 2VM 2H22667262282266279N.mm计算转矩T=318933N.mm确定危险截面及校核其强度按弯扭组合计算时，转矩按脉动循环变化考虑，取：a=0.6.按两个危险截面校核：I-I截面：eM 2( T)21281972(0.6531010) 213.7MPa0.1d30.13163II-II截面：M 2( T)2662792(0.6531010)215.07MPae0.1d 30.1503查表得 1 55MPa 。e ， e 均小于 1 ，故轴的强度满足要求高速轴的设计主要是设计各轴的直径，为设计俯视图做准备。有些轴段的长度可以根据轴上的零件来确定；有些周段的长键

34、连接强度满足要求高速轴选轴承类型 6208低速轴选轴承类型 6312度在确定低速轴处的箱体后，取箱体内壁为一直线就可确定经设计，高速轴可以做成单独的轴而不是齿轮轴。为使零件稳定和固定，高速轴也为五段，各轴段直径尺寸为：d127mmd232.4mmd340mm( 去轴承型号为 6207)d 440mmd551mmd647mmd740mmLh1 =38263h1) 选择键的尺寸低速轴上在段轴和段轴两处各装一个键， 按一般使用情况选择采用 A 型普通平键连接，差教材选取键的参数，见表A-7表 A-7段轴d145mmbh14 9mml165mm段轴d463mmbh18 11l 455mm标记为：键 1

35、：GB/T1096 键 14X9X65键 2：GB/T1096 键 18X11X55 2) 校核键的强度轴段上安装联轴器，联轴器的材料为铸铁，载荷性质为轻微冲击，查教材表11-850 60MPa轴段上安装齿轮，齿轮的材料为钢，载荷性质为轻微A-5，冲击，pMPa100 120静联接校核挤压强度：轴段：P14T4531010 MPaMPa，计算应力dhl459 6580.69P1 略大于许用应力轴段：P14T4531010 MPaMPadhl6311 5555.73所以键连接满足要求1）轴承型号的选择高速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号为6208低速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号为63122）轴承

36、寿命计算高速轴：高速轴的外端安装有带轮，中间安装有齿轮，要计算轴承的寿命，就要先求出轴承支座的支反力，进一步求出轴承的当量动载荷然后计算轴承的寿命画出高速轴的受力分析图并确定指点之间的距离见图带轮安装在轮毂宽 L=（1.52 ） do ， do 为安装带轮处的轴径，即高速轴的长度 的第 一段 轴径， do = d1 =25mm， L= （ 1.52 ）X27mm=40.554mm，取第一段轴的长度为50mm。第二段轴的长度取和低速轴的第二段轴长一样的对应关系，但考虑该轴段上的轴承宽度，故取该轴段的长度为49 mm，带轮中心到轴承A 支点的距离 L3 45/2+40+17/2mm=83mm。高速

37、轴两轴承之间的支点距离为原低速轴的两支点的距离减去两轴承宽度之差，应为152mm-4mm=148mm，因对称布置，故 L1L2148mm/2=74mm高速轴上的齿轮的受力和低速轴的力大小相等，方向相反，即： Fr 1 1193 N， Ft 1 3278NLh2 40530h注：高速轴上安装有带轮， 带对轴的压力 FR1453 N 作用在高速轴上，对轴的支反力计算有影响，安装不同，该力对轴的支反力影响不同。在这里有三种情况，本示例给出三种计算方法，实际计算时可选其中一种 本实例具体情况不明， 故方向不确定， 采用在求出齿轮受力引起的支反力后直接和该压力引起的支反力相加来确定轴承最后的受力因齿轮相对于轴承对称布置， A、B 支座的支反力数值一样，故只计算一边即可。求轴承 A 处支反力：水平平面： FAHFBHFt1/ 23278 / 21639垂直平面： FAVFBVFr 1/ 21193/ 2596.5求