1、一級直齒圓柱齒輪減速器的設計書一、傳動方案的擬定由于本設計的要求較低，并已知輸出功率，為增大效率，故建立如圖所示的傳動方案及減速器構造。二、電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇： 選擇 Y 系列的三相異步電動機，此系列電動機是屬于一般用途的全封閉式自扇冷電動機， 結構簡單，工作可靠，并且價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：d 總 (kw)其中 FV/1000=1200× 2.1/1000=2.52 (kw)帶傳動軸承齒輪傳動聯軸器驅動卷筒傳動 帶 軸承 齒輪 聯軸器 滾筒效率0.960.980.970.9

2、90.96電動機類型Y 系列傳動裝置的總效率： 總= 帶× 3 軸承 × 齒輪 × 聯軸器 × 滾筒 總 =0.833專業 .專注=0.96 ×0.98 3×0.97 ×0.99 ×0.96=0.833P d = 總 =2.52/0.833=3.03(kw)1、 確定各級轉速滾筒轉速工作轉速n 筒=60×1000v/ D=60×1000×2.1/ （× 400） =100.32(r/min)取 v 帶傳動比 i1=24 一級圓柱齒輪減速器傳動比 i2=36 則總動比合理范圍為

3、 ia=624 電動機的轉速范圍可選為n=n × ia=100.32 ×(624)=601.922401.68(r/min)查設計手冊表 121 取電動機型號 Y100L-2電動機型額定功率電動機轉速電動機質量號kw(r/min)k同步轉速滿載轉速Y132M1-64100096073電動機主要外形和安裝尺寸中心高 H外 形 尺地 腳 安地腳螺軸伸尺寸裝鍵部寸裝尺寸栓孔直D×E位尺寸LA×B徑 KF×GD（ AC/2+AD）×HD132515×216× 1238×8010×42345×1

4、78315電機所需工作功率Pd=3.03KW傳滾筒工作轉速n 筒=100.32r/min選取電機轉速：n 電=1000r/min專業 .專注三、傳動裝置的運動和動力設計：1、運動參數及動力參數的計算（1）計算各軸的轉數：i 總 = nm/n=960/100.32=9.6總傳動比初步取 i 齒輪 =4 則i 帶=9.6/4=2.4i 總=9.6n0=n 電機 =960r/minnI= n 0/i帶 =960/2.4= 400 r/minn= nI/i齒輪=400/4=100 r/minII（2）計算各軸的輸入功率：各級傳動比I0 軸： P = P 工作 =3.03KWi 齒輪 =4軸： P =P

5、× =3.03 ×0.96=2.91 （KW）帶Ii 帶=2.4軸：PII = P× 軸承 × 齒輪 =2.91 ×0.98 ×0.97=2.77（）計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率故：P =P× 軸承 =2.91 × 0.98=2.85 KW專業 .專注P = P× 軸承 =2.77 × 0.98=2.71 KW（）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為：T=9550· P 電/nm=9550× 3.03/960=30.14 （N·m

6、）軸：T= T · i帶· 帶I=30.14× 2.4 ×0.96=69.44 （N·m）軸：TII = T I · i 齒輪 · 軸承 · 齒輪=69.44 ×4×0.98 ×0.97=264.04 （N·m）( ) 計算各軸的輸出轉矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T = TI × 軸承 =69.44× 0.98=68.05 （ N· m）T = T II × 軸承 =264.04 ×0.98=258.7

7、6 （ N· m）綜合以上數據，得表如下：軸名效率 P （KW）轉矩 T （N·m）轉速 n輸入輸出輸入輸出r/min電動機3.0330.14960軸軸2.912.8569.4468.05400軸2.772.71264.0258.761004電動機主要外形和安裝尺寸中心高 H外 形 尺地 腳 安地腳螺軸伸尺寸裝鍵部寸裝尺寸栓孔直D×E位尺寸LA×B徑 KF×GD（ AC/2+AD）×HD132515×216×1238×8010×42345 × 178315專業 .專注專業 .專注四、齒

8、輪傳動的設計：(1) 、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。初估速度：小齒輪選軟齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為 45 號鋼調質，齒面硬度為 250HBS，大齒輪選用 45 號鋼正火，齒面硬度為 200HBS。齒輪精度初選級(2) 、初選主要參數Z 1=25 ，i= Z2= Z 1·i=25 × =100 d=1.1（3）、按齒面接觸疲勞強度計算計算小齒輪分度圓直徑d1 kT1(u+1)(Z EZH) 2/( d u H 2 ) 1/3 確定各參數值1 載荷系數查表取 K=1.22 小齒輪理論轉矩T1=9.55 ×106× P1/n1=9.

9、55 ×106×2.91/400=69476（N·mm）3 材料彈性影響系數選取齒輪模數m=3mm由課本 16-8 ZE=189.8MPa 許用應力查課本表 16-4查表 16-7按一般可靠要求取SH=1.1則取兩式計算中的較小值，即H=364Mpa21/3于是d176. 43kT 1(u+1)/( d u H )= 76.431.2 × 69476×(4+1)/ （ 1.1 × 4× 3642）1/3= 68.34mm(4) 確定模數m= d1/ Z168.34/25=2.73取標準模數值 m=3(5) 再按齒根彎曲疲勞強

10、度校核計算用公式校核專業 .專注式中 小輪分度圓直徑d1=m· Z1=3× 25=75mm齒輪嚙合寬度 b=d·d1 =1.1 × 75=82.5mm復合齒輪系數YFa1=2.80 YFa2=2.18許用應力Flim1=450MPaFlim2=280Mpa查表 16-7 ，取 SF=1.4，Ysr1=1.55,Ysr2=1.79則有值：計算彎曲應力帶入公式得： F1=38.99< F 1 F2=33.91< F 2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求（6） 幾何尺寸計算d1=m· Z1=3×25=75 mmd 2 =m·Z

11、2=3× 100=300 mma=m ·（ Z1+ Z 2）/2=3 ×（ 25+100） /2=187.5 mmb1=85 mmb2=82.5mm（7）驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 v= · d1·n1/ （ 60×1000）=3.14×75× 400/ （ 60×1000）=1.57 m/s選擇 7 級精度合適。專業 .專注齒輪參數d1=75mmd2=300mmb2=85mmb1=82.5mm計算中心距a =187.5mm計算圓周速度V =1.57m/s專業 .專注五、 V 帶設計（1）確定計

12、算功率查表得 KA=1.1 則 PC=PKA=1.1 ×4kw=4.4kw n=960 r/min(2) 選擇 V 帶的型號由課本圖 18-7 ，確定選用 A 型 V 帶（ 3）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本 P232表 18-4 查得 :推薦的小帶輪最小基準直徑dmin為 75mm現取 dd1=100mm>dmin=75mm故有： dd2=n1/n 2·dd1 =960/400×100=240mm由課本 P230注中 V 帶的基準直徑系列中取標準直徑dd2=236mm實際從動輪轉速n2=n1dd1/d d2=960×100/236=406.7

13、8r/min轉速誤差為：n2 - n2/n 2=（ 400-406.78 ）/400=-0.016<0.05( 允許)帶速： V=dd1n1/ （60×1000）=× 100×960/ （60×1000）= 5.02m/s此帶速在 525m/s 范圍內，帶輪直徑選擇合適。（ 4）確定帶長和中心矩根據課本 P220中推薦公式初步確定中心距a0：推薦公式 :0.55 (dd1+dd2) a02(dd1+dd2)代人皮帶輪直徑：皮帶型號：A型 V帶初定小帶輪直徑dd1=100mm計算大輪直徑dd2=240mm選取標準直徑dd2=236mm計算轉速及帶速n

14、2=976r/minV=5.02m/s0.55(100+240) a02×(100+ 240)有： 187mma0 680mm選擇： a0=500mm由課本中的 V 帶基準長度計算公式可求得近似帶長：L=2a +( /2) ·(d+d)+(d-d)20d1/4a00d1d2d2=2×500+1.57(100+2 40)+(240-100)2/ （4×500） =1543.6mm根據課本P232 表（ 18-4 ）選取 Ld=1600mm根據課本P236 式（ 18-17 ）計算中心距：aa0+（ Ld-L0 ） /2=500+ （ 1600-15643.

15、6 ）/2=500+20=528mm。(5) 驗算小帶輪包角應使 1120°，否則要加大中心距或增設張緊輪，得：確定帶輪中心距取 a0=500mm1=180° -(d d2-d d1)/a ×57.3 °=180° - （ 240-100 ） /528 ×57.3 °專業 .專注=180° - 16.5 °=16 4.8 ° 120°（包角合格）計算帶長度（6）確定帶的根數L0=1543.6mm根據課本表（ 18-5 ）查得單根普通A 型 V 帶的基本額定 P0=0.95KW根據課本表

16、（ 18-9 ）查得單根普通V 帶 i 1時，額定功率的增量選取標準帶長Ld=1600mmP0=0.17KW，根據課本表（ 18-10 ）查得包角修正系數K=0.9 6計算中心距根據課本表（ 18-11 ）得： K =1.01a=528mmL由課本 P218式（ 13-15 ）得：Z = Pc / P= Pc/ (P0+P0)K KL=4.4 /(0.95+0.11)×0.96 × 1.01=4.28故選取皮帶計算小帶輪包角Z=5 根 1=164.8 °(5) 計算作用在帶的張緊力和壓軸力由課本表 18-3 查得 A 帶單位長度質量 q=0.1kg/m，由 P23

17、8式（ 18-21 ）計算單根 V 帶的初拉力：F0= 500 Pc /ZV ·2.5/K -1 + q · V2=500 × 4.4/ （5×5.02 ）× (2.5/0.9 6- 1)+0.1 × 5.02=145.53N 作用在帶輪軸上的壓力 FQ，由課本式（ 18-22 ）F Q=2ZF0sin （ 1 /2 ）=2× 5×145.53 ×sin （ 164.8 ° /2 ）=1442.52N六、傳動軸的設計機座壁厚8地腳螺釘直徑d18.75f軸承旁聯接螺栓直徑d114.06軸承端蓋螺釘

18、直徑d310.31大齒輪頂圓與內機璧距 110離齒輪端面與內機壁距離 210外機壁與軸承端面距離 310外機壁與軸承端蓋距離l 260軸承端蓋外徑t9.7皮帶的根數Z=5 根1、輸入軸的設計專業 .專注（ 1）、按扭矩初算軸徑帶輪軸上壓力因小齒輪分圓直徑太小，選用齒輪與軸同體結構，共用材料45 鋼調質，由課FQ=1442.52NP174 表 16-4 得硬度 217255HBS根據課本P276（ 21-2 ）式dC(P/n) 1/3查 P2277, 表 21-2 ，取 c=115（因作用于軸上的彎矩比傳遞的轉矩大）dC(P/n) 1/3 =115 (2.91/400)1/3 =22.28mm考

19、慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d =21.92 ×(1+5%)=2 3.40mm選擇標準直徑尺寸d=25mm（ 2）、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， 齒輪右端由軸肩定位，左端用套筒軸向固定， 聯接以平鍵作過渡配合固定， 兩軸承分別以軸肩和套筒定位，采用過渡配合固定，結構方案如下圖。（ 3）、確定軸各段直徑和長度按從左到右，順序排列各個軸直徑段的序號，以此為段、段段： V 型皮帶輪安裝段該段安裝v 型皮帶輪，在各軸段中直徑最小。考慮結構尺寸等因素, 取直徑為： d1=25mm 。（大于按扭矩計算之軸頸）由 P224 表 13-10 ，

20、可計算帶輪寬度B：Bmin = （ z-1 ） e+2f min =（ 5-1 ）× 15 + 2 ×9=78mm，選取 B=78mm考慮到軸端擋圈的安裝，此段軸長度取L1=76mm軸與帶輪由平鍵連接，軸上平鍵鍵槽：寬b=8mm，深 t=4mm。軸頭倒角 C=1.0 ×45° 段：潤滑密封段d2=d1+8=33mm該段軸位置處于安裝帶毛氈圈密封的軸承蓋中，因d2為 33mm并非是氈圈密封軸徑的標準尺寸，因而可參考毛氈圈密封標準尺寸d2=35mm來設計。毛氈圈寬度可定為 b=7mm，軸承蓋內端頂軸承外環的凸臺寬度為t=10mm。安裝軸承的軸頭伸出軸承 1m

21、m。考慮到螺釘頭及預留空間長度j=15mm，所以該段軸長度為：專業 .專注L =l 2 +t- -b-1+j=60+9.7-17-10-2+15=55.7mm23 段：滾動軸承安裝段初選 6207 型深溝球軸承，其內徑為d =35mm裝軸承的軸頸倒角為1×45，軸承3寬度為 b=17mm，外徑為 D=72mm。額定動負荷： 25700 N考慮齒輪在箱體內的潤滑散熱空間需要，齒輪端面和箱體內壁的距離為：2 =10mm，取 =10mm軸承端面和箱體內壁也應有一定距離：3=10mm。2考慮該段軸的長度應略大于軸承寬度。該段檔油盤寬度為20mm故該段軸長度為： L3= b 軸承 +2+20=

22、17+2+9=39mm， 齒輪所在段該段長為齒輪寬度， 因齒輪與軸為一體， 故該段軸的直徑有齒輪外圓、 分度圓和齒根圓，齒根圓的直徑不能小于 d4 和 d5。現齒根圓直徑 De=67.5mm故 Ded4（ d5）。d4=38L4=85-1=84mm軸肩d5 =45L5=8mm段：右軸承安裝段初選 6207 型深溝球軸承，其內徑為 d6=35mm, 裝軸承的軸頸倒角為 1×45，軸承寬度為： b=17mm，外徑為： D=72mm。額定動負荷： 25700 N考慮齒輪在箱體內的潤滑散熱空間需要，齒輪端面和箱體內壁的距離為： 2=10mm，軸承端面和毛面的箱體內壁也應有一定距離：3 =10

23、mm考慮該段軸的長度應略大于軸承寬度，故該段軸長度為：L6=38mm設計結構尺寸時應注意以下細節：、處于軸承孔中的軸長度比軸承寬度大2，這樣可以避免軸端部倒角減其與軸承內孔的接觸長度。 、處于帶輪孔中的軸長度比帶輪寬度小 2，這樣便于用軸端擋圈使帶輪軸向定位和夾緊。、處于齒輪安裝孔中的軸長度比齒輪寬度小 2，其目的是使左邊套筒能緊緊頂住齒輪左端面，使齒輪軸向定位和固定。專業 .專注高速軸的各段結構尺寸表（單位：mm）段軸頸軸頸直 軸頸直 軸頸長 軸頸長 相關零件 配合部位號段徑徑尺寸 度代號 度尺寸 配合部位 結構尺寸號 帶輪安裝段d25L76帶輪寬度7811 潤滑密封段d233L255.7密

24、封寬度12 左軸承安裝d335L339軸承寬 B17段 齒輪寬度段d438L484齒輪寬85度 軸肩d545L58 右軸承安裝d35L38軸承寬166段B7在結構示意圖中兩支承點取軸承寬度的中點值， 皮帶輪對軸的施力點取帶輪寬度的中點值，齒輪對軸的施力點取齒輪寬度的中點值。為了計算方便，支承點間，或施力點到支承點的距離應盡量取整數。本方案中兩支承點距離LAB=142mm，齒輪中心距兩支承距離LCA=LCB=71mm,皮帶輪中心距B 支承 LDB=104.2mm具體情況見下頁高速軸受力示意圖：高速軸受力示意圖：專業 .專注高速軸受力及彎矩合成情況見下圖：(3) 、軸受力情況計算專業 .專注已知小

25、齒輪分度圓直徑d1=75mm已知軸上的扭矩T2=68050N·mm圓周力： Ft得：圓周力 :Ft=2T 2/d 1=2× 68050/75=1515N求徑向力Fr得：徑向力 :Fr=Ft ·tan = 1515×tan20 °=551N因為該軸上兩軸承與齒輪對稱安裝，所以：LA=LB=71mmA、軸受力示意圖（如上頁圖a） B、繪制軸受力簡圖（如上頁圖b）軸承作為支承點其上作用的支反力可分解為水平和垂直兩部分：其中A、齒輪受力作用在支承點上的支反力為：水平支反力 :F= Ft ·L / LAB=1515×1/2=757.5

26、N ；Ay 齒BCFBy 齒= Ft- F Ay=757.5N ；以上情況是由齒輪上圓周力作用于兩個支承點產生的水平支反力。垂直支反力 為：F= Fr · L / LAB=551×1/2=275.5N ；Az 齒BCFBZ 齒 = Fr- FAZ=275.5N ；B、皮帶拉力在支點產生的支反力為：FA 帶=FD· LBD/ L AB=1231.9×85/100=1047.12NFB 帶= F D+ F A 帶 =1231.9+1047.12=2279N(4) 、繪制垂直面內軸受齒輪力彎矩圖（如上頁圖 c）由兩邊對稱，知截面 C 的彎矩也對稱。截面 C 在

27、水平面彎矩為MC1=FAz 齒 L/2=419.3 ×（ 5）、繪制水平面內軸受齒輪力彎矩圖（如上頁圖d）截面 C 在垂直面彎矩亦對稱，為:Mc2 =FAy 齒 L/2=1152×(6) 、繪制軸受齒輪力的合成彎矩圖（如上頁圖e）221/2=(20.9221/2=61.27N·mMC 合 1=(MC1 +MC2 )+57.6 )專業 .專注（ 7）、繪制FD 皮帶拉力產生彎矩圖( 如圖 f)MB3=FD·LBD=1231.9×85=104711.5Nmm=104.71NmMC3= MB3/2=104.71/2=52.36Nm（ 8）、繪制合成彎

28、矩圖（如上頁圖g）因皮帶拉力方向不定，可按皮帶拉力產生彎矩與齒輪力產生的合成彎矩處于同一平面的極限情況處理，因而有：MC 合 2=MC3+MC合 1=52.36+61.27=113.63NmMB 合 2= MB3+0=104.71Nm（ 9）、繪制扭矩圖（如上上頁圖h）轉矩： T=9.55 ×（ P2/n 2）× 10 3 =9.55 ×2.304/383 ×10 3=57.45N·m（ 10) 、繪制當量彎矩圖（如上上頁圖i ）由圖中可知C、 B 截面的當量彎矩最大，故應計算該截面當量彎矩：轉矩產生的扭剪力可按脈動循環變化處理，按P246 取

29、 =0.6 ，按 P246 式（ 14-5 ）截面 C、B 處的當量彎矩：M =M221/2221/22+( T) =113.63+(0.6 ×57.45)=118.74N·mecC 合MeB=MB 合2+( T) 2 1/2 =104.712+(0.6 ×57.45)2 1/2 =110.24N·m(11) 、校核危險截面 C、 B 處的強度從合成后的當量彎矩圖中可知B 截面彎矩最大，是危險截面，因此應校核該截面強度。由 P241 表 14-1 求得軸材料及強度：40Gr 調質 B =750MPa，由 P246 表 14-3 查得： -1 b=70MP

30、a由 P246 式（ 14-5 ）可知：eBB333/ （0.1 ×353）=25.71MPa< -1b =Me/0.1d=110.24×1033×43.75 ） =14.17MPa< -1 b 更不存在問題。而： ec=Mec/0.1d 3 =118.74×10 /（0.1經驗算：軸的強度足夠。（注：d3=35mm為左軸承安裝處軸直徑）但值得注意的是距離 B 支點左 9mm的 35、41 軸徑變化處， 由于應力集中才是危險截面。但由于 eB-C的應力遠小于 -1b 所以也無重大問題可言。B、輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用 45#調質

31、鋼，硬度（217 255HBS） B=650MPa取 c=113dc(P 3/n 3) 1/3 =115×(2 .71/100)1/3 =32.39mm考慮到其上有鍵d>=32.39 ×1.05=34.014專業 .專注取 d=35mm（最小軸頸尺寸）低速度軸各部結構尺寸表軸頸軸頸軸頸直 軸頸直 軸頸長 軸頸長 相關零件配合部位段號段名徑代號 徑尺寸 度代號 度尺寸 配合部位結構尺寸聯軸器安裝段d135L181聯軸寬度82右軸承密封段d42L53.7密封寬度1222右軸承段d345L341軸承寬 B19齒輪安裝段d447L581.5齒輪寬度82.5軸肩d554L48左

32、軸承安裝段d45L32軸承寬 B1966注：表中軸承段號在結構示意圖中由右向左排列。2、軸的結構設計（ 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，齒輪左端面用軸肩定位，右端面用套筒軸向定位，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，軸呈階梯狀，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。詳細情況見上頁低速度軸的結構的示意圖（ 2）確定軸的各段直徑和長度初選 6209 型深溝球軸承，其內徑為 45mm，外徑為 85mm，寬度為 19mm。額定動負荷 , Cr 29100 N（ 3）、支承受力

33、及合成當量彎矩及強度校核大齒輪分度圓直徑d 2=300mm大齒輪上轉矩T 3=264.04 N·m圓周力 Ft ：Ft=2T 3/d 2=2× 264.04 ×103/300=1760N求徑向力Fr:Fr=Ft ·tan =1760×tan20 °=640.68N LA=LB=70.75mm具體計算如下：專業 .專注A、求解支反力FAY、 FBY、 FAZ、 FBZ水平方向的支反力:F AY=FBY= Ft /2=880N垂直方向的支反力:F AZ= F BZ = Fr /2=640.68/2=320.34 NB、在水平面c 內彎矩為

34、MC1=FAY L=880× 70.15= 61.73N·mC、截面 C在垂直面內彎矩為MC2=FAZ L=320.34 × 70.15=22.47 N·mD、計算合成彎矩22）1/2221/2=65.69 N·mMC 合=（ MC1+MC2=（ 61.73 +22.47）轉矩： T=9.55×（ P3/n 3）× 10 3 =9.55 ×2. 77/100 ×103=264.54 N·mE、計算當量彎矩：根據課本得=0.6221/22× 264.54)21/2=171.78 N

35、83;mMec =M C +( T)=71.94 +(0.6F、校核危險截面C的強度查出：軸的材料及熱處理為：45#調質 B =650MPa， -1 b=60MPa安裝齒輪的軸徑d5=47mm,考慮鍵槽影響5%,實際 d5=47×95%=44.65mme= Mec / （ 0.1d 3） =171.78 ×103/(0.1 ×44.65 3) = 19.30Mpa因 e < -1 b此軸強度足夠低速度軸的受力及彎矩合成如下圖：專業 .專注七、滾動軸承的選擇及校核計算考慮本減速器為直齒輪傳動，不受軸向載荷因此選用深溝球軸承。國家標準深溝球軸承參數表型號 內徑

36、外徑寬度動負荷 靜負荷極限轉速極限轉速（油）（脂）6026d30D62B1619500N11300N11000rpm13000rpm6027d35D72B1725700N15300N9500rpm11000rpm6028d40D80B1829100N17800N8500rpm10000rpm1、計算輸入軸承（ 1）、 選擇軸承因減速器采用直齒圓柱齒輪傳動，無軸向載荷，故選擇深溝球軸承。型號為6207型，內徑為 d3=35mm, 裝軸承的軸頸倒角為1×45°， 軸承寬度為： b=17mm，外徑為：專業 .專注D=72mm。基本額定動負荷：25700 N 。這些參數與前面軸的結

37、構設計基本相符。(2) 、求兩支承軸承的當量載荷A、齒輪受力作用在支承點上的支反力：水平支反力 :的軸承F= Ft ·L / LAB=2304×50/100=1152N； FBy 齒= Ft- FAy=1152N；Ay 齒BC以上情況是由齒輪上圓周力作用于兩個支承點產生的水平支反力。垂直支反力 ：F= Fr · L / LAB=838.59×50/100=419.30N；Az 齒BCFBZ 齒= Fr- F AZ=838.59-419.30=419.29N ；B、皮帶拉力在支點產生的支反力：FA 帶=FD· LBD/ L AB=1231.9×85/100=1047.12NFB 帶= F D+ F A 帶 =1231.9+1047.12=2279NC、軸承徑向總支反力及當量載荷：FRA=(F AY齒 2+FAZ齒 2) 1/2 + F A帶 = (1152 2+419.3 2) 1/2 +1047.12 =2273.05N FRB =(F BY齒 2+FBZ齒 2) 1/2 + F B 帶=(1152 2+419.3 2) 1/2 +2279=3504.93N因 Fa=0，當量載荷 P=3504.93N(3) 、計算軸承壽命由 P279 表 16-9 、 16-8 得fp=1.2 輕微沖