减速器设计说明书

1、无第一部分传动装置的总体设计一、传动方案1、电动机直接由联轴器与减速器连接2、减速器用二级展开式圆柱直齿轮减速器3、方案简图如下：二、电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y 型。2、选择电动机的容量有电动机至运输带的传动总效率为：4232241*a4321、分别是轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率分别取1=0.98、2=0.97、3=0.99、4=0.9682. 099. 097. 098. 096. 0224a所以KWVFad704. 382. 0100079. 1169010003、确定电动机的转速确定了传动方案，减速器

2、的类型为二级展开式圆柱直齿轮减速器a=0.82无卷筒轴的工作转速为minr222.7148079.1100060100060DVn按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比4082i，故电动机转速的可选范围min)873481.2848774692.569(222.71)408(2rnind，符合这一范围的同步转速有 750、1000、1500r/min.根据容量和转速，有指导书 P145查出取型号：Y132M1-6三、确定传动装置的总传动比和分配传动比电动机型号为 Y132M1-6min960rnm1、总传动比479.13222.71960nnima2、分配传动装置传动比有公式21iiia2

3、1)4.13.1(ii 求得119232.41i、272214835.32i四、计算传动装置的运动和动力参数1、计算各轴转速轴 1min9601rn 轴 2min0097.23312. 4960112rinn轴 3min2568.7127. 30097.233223rinn2、计算各轴输入功率轴 1KWPPd667630171. 399. 070467694. 331轴 2KWd704.3n=71.222r/min电动机型号Y132M1-6min9601rn min2332rnmin2538.713rn 无KWPP486449241.397.098.0667630171.32112轴 3KWP

4、P314218648.397.098.0486449241.32123卷筒轴KWPP21545932.398.099.0314218648.313343、计算各轴输入转矩电动机输出转矩MNnPTmdd85381748.3696070467694. 3955095501-3 轴的输入转矩轴 1MNTTd48527931.3699. 085381748.3631轴 2MNiTT8935748.14212.497.098.048527931.3612112轴 3MNiTT1792473.44427.397.098.08935748.14222123卷筒轴输入转矩MNTT9427057.43098.0

5、99.01792473.44413341-3 轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率 0.98运动和动力参数计算结果整理如下轴名功率 P(KW)转矩 T(N*M)转速（r/min）传动比效率输入输出输入输出电机轴3.7036.85960100.97KWP667630171.31KWP4864.2KWP31421. 33KWP21546.34MNTd8538.36MNT48527931.361MNT8935748.1422MNT1792.4443MNT9427.4304无轴13.673.5936.4835.759604.120.94轴23.493.42142.89183.60233.03.

6、270.95轴33.313.25444.27430.971.251.00.98卷筒轴3.213.18430.94418.071.22第二部分传动零件的设计计算一、高速级减速齿轮设计1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表 10-8 知，选用 7 级精度（GB10095-88）3） 材料选择： 有机设书表 10-1 选择小齿轮材料为 45 钢 （调质） ，硬度为 255HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 220HBS。二者材料硬度差为 35HBS。4)、选小齿轮齿数为231Z，大齿轮齿数9512.4*23*12iZ

7、Z2 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即3211132. 2HEdttZuuTKd（1）确定公式内的各计算数值无1）试选载荷系数3 . 1tK2）计算小齿轮传递的转矩mmNT41106485. 33）由表 10-7 选取齿宽系数1d4）有表 10-6 查得材料的弹性影响系数218 .189MPaZE5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6251lim，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5802lim；6）由式 10-13 计算应力循环次数hjLnNh911103824. 1) 530082(19606060hiNN8911210355. 3

8、12. 4103824. 17）由图 10-19 查得结束疲劳寿命系数9 . 01HNK98. 02HNK8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-12）得MPaSKHHNH5 .5626259 .01lim11MPasKHHNH4 .56858098.02lim22（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径td1，代入H中较小的值32432115 .5628 .18912. 4112. 41106485. 33 . 132. 2132. 2HEdttZuuTKd=43.76033001mm2）计算圆周速度 vsmsmndvt1996.26000096076.43100

9、060113）计算尺宽 bhN91103824. 1hN8210315. 3MPaH5.5621MPaH4 .5682无mmdbtd76.4376.43114）计算尺宽与齿高比 b/h模数mmzdmtt9 . 12376.4311齿高mmmht275. 49 . 125. 225. 2236.10275. 476.43/hb5）计算载荷系数根据smv/1996. 2，七级精度，由图 10-8（机设书）查得动载系数09. 1vK直齿轮， 假设mmNbFKtA/100/ 。由表 10-3 查得1FaHaKK由表 10-2 查得使用系数25.1AK有表 10-4 查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布

10、置式419. 11023. 0)6 . 01 (18. 012. 1322bKddH由 b/h=10.24,419. 1HK查图 10-13 得35. 1FK， 故载荷系数933. 1419. 1109. 125. 1HHVAKKKKK6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得mmKKddtt34.523 . 1933. 176.4333117）计算模数 m27. 22334.5211zdm3 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为3211)(2FSaFadYYzKTm（1） 确定公式内的各计算数值1）由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限m

11、mdt76.431smv1996.2mmb76.43mmmt9 . 1mmh275. 4236.10/hb933. 1K无MPaFE4401，大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE4252；2）由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数85. 01FNK,9 . 02FNK;3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式（10-12）得MPaMPaSKFEFNF14.2674 .144085.0111MPaSKFEFNF21.2734 .14259 .02224)计算载荷系数 K873. 135. 1111. 125. 1FFVAKKKKK5)查取齿形系数由表 10-5 查得69. 21

12、FaY；182. 22FaY6）查取应力校正系数由表 10-5 查得575. 11SaY；789. 12SaY7）计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较01586. 014.267575. 169. 2111FSaFaYY01429. 021.273789. 1182. 2222FSaFaYY小齿轮的数值大。（2） 设计计算：mmYYzKTmFSaFad7457.101586.023110737.4873.12)(23243211对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决

13、定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强mmd34.52127. 2mMPaF14.2671MPaF21.2732873. 1K无度算得的模数 1.7457 并就近圆整为标准值 m=2mm，按接触强度算得分度圆直径mmd34.521，算出小齿轮齿数26234.5211mdz大齿轮齿数1072612.412 uzz根据中心距的要求取2z=109这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmzd5222611mmmzd218210922（2）计算中心距1352/)21852(2

14、/)(211ddamm（3） 计算齿轮宽度mmdbd521取mmB601；mmB5025 验算NdTFt5 322411mmNmmNbFKtA/100/525.22605 .13511，合适二、低速级减速齿轮设计1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，有机设书表 10-8 知，选用 7 级精度（GB10095-88）3） 材料选择： 有机设书表 10-1 选择小齿轮材料为 45 钢 （调质） ，mmm7457. 1261z1092zmmd521mmd2182无硬度为 250HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质

15、） ，硬度为 220HBS。二者材料硬度差为 30HBS。4)、选小齿轮齿数为283Z，大齿轮齿数56.9127. 328*34uZZ2 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即3223132. 2HEdttZuuTKd（1）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数3 . 1tK2)计算小齿轮传递的转矩mmNT5210428935. 13)由表 10-7 选取齿宽系数1d4）有表 10-6 查得材料的弹性影响系数218 .189MPaZE5）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPaH6203lim，大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5704lim；6）由式

16、 10-13 计算应力循环次数82310355. 3NNhiNN8823410026. 127. 310355. 37）由图 10-19 查得结束疲劳寿命系数14. 13HNK12. 14HNK8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-12）得MPaSKHHNH8 .70662014.13lim33MPasKHHNH4 .63857012.14lim441351ammB601mmB502选用直齿圆柱齿轮传动无（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径td1，代入H中较小的值32532234 .6388 .18927. 3127. 31104289. 13 . 132.

17、2132. 2HEdttZuuTKd=64.45mm2）计算圆周速度 vsmsmndvt7862.06000023345.64100060233）计算尺宽 bmmdbtd45.6445.64134）计算尺宽与齿高比 b/h模数mmzdmtt301. 22845.6433齿高mmmht177. 5301. 225. 225. 244.12177. 545.64/hb5）计算载荷系数根据smv/7862. 0，七级精度，由图 10-8（机设书）查得动载系数04. 1vK直齿轮， 假设mmNbFKtA/100/ 。由表 10-3 查得1FaHaKK由表 10-2 查得使用系数25.1AK有表 10-

18、4 查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式424. 11023. 0)6 . 01 (18. 012. 1322bKddH由 b/h=12.447,424. 1HK查图 10-13 得4 . 1FK， 故载荷系数85. 1424. 1104. 125. 1HHVAKKKKK6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得8310351. 3NhN8410056.1MPaH8.7063MPaH4 .6384mmdt45.643smv7862.0无mmKKddtt49.723 . 185. 145.6433337）计算模数 mmmzdm58. 22849.72333 按齿根弯曲

19、强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为3232)(2FSaFadYYzKTm（1）确定公式内的各计算数值1） 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE4353，大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE4254；2）由图10-18 查得弯曲疲劳寿命系数88. 03FNK,9 . 04FNK;3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式（10-12）得MPaMPaSKFEFNF43.2734 .143588.0333MPaSKFEFNF214.2734 .14259 .04444)计算载荷系数 K05. 14 . 1104. 125. 1FFVAKKKKK5)查

20、取齿形系数由表 10-5 查得55. 23FaY；219. 24FaY6）查取应力校正系数由表 10-5 查得61. 13SaY；779. 14SaY7）计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较015. 043.27361. 155. 2333FSaFaYYmmb45.64mmh177. 585. 1Kmmd49.723mmm58. 2无0144. 0214.273779. 1219. 2444FSaFaYY小齿轮的数值大。(2)设计计算：mmYYzKTmFSaFad79. 1015. 0281104289. 105. 12)(23253232对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大

21、于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，再根据中心距的取整关系，可取由弯曲强度算得的模数 4,按接触强度算得分度圆直径mmd34.793，算出小齿轮齿数203z，大齿轮齿数6527. 32034uzz这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmmzd8042033mmmzd26046544（2）计算中心距1702/ )26080(2/ )(432ddamm（4） 计算齿轮宽

22、度mmdbd803取mmB801；mmB7025 验算NdTFt25.357280104289. 122532MPaF43.2733MPaF214.273405. 1K无mmNmmNbFKtA/100/65.448025.35721， 合适第三部分轴的设计一 高速轴的设计1、选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45 钢,调质处理.2、初步计算轴的最小直径当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d，计算公式：30nPAd ， 选用 45 号调质钢， 查机设书表 15-3， 得1120Ammd

23、507.17960667. 31123在第一部分中已经选用的电机 Y132M2-6,D=38。查指导书 P128，选用联轴器 LH3，故mmd301。3、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：（2）各轴的直径和长度1） 、联轴器采用轴肩定位mmd301，半联轴器与轴的配合的毂孔长度 L=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，故mmL801；2） 、初步确定滚动轴承因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较高，载荷大，故选用深沟球轴承 6008，mmmmmmBDd156840，故mmm79. 1203z654zmmd803mmd2604mma17

24、02mmB801mmB702无mmd403,mmL133；3） 、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则直径变化值要大些，一般可取 6-8mm,还考虑到轴承定位直径，故mmd464，mmL1104；4） 、 当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的， 则相邻直径变化较小，稍有偏差即可，其变化应为 1-3，第二段轴上要加密封圈，所以按密封圈标准选择，即mmd352，mmd465，31,4,4,47,40,46765276LLmmLmmLmmdmmd（3）轴上零件的轴向定位半 联 轴 器 与 轴 的 轴 向 定 位 均 采 用 平 键 连 接 ，mm

25、Lmmd80,3011，查表选用键为,70810Lhb滚动轴承与轴的轴向定位采用过度配合保证，选用直径尺寸公差 m6。（4）确定轴向圆角和倒角尺寸参照表，去轴端倒角451，各轴肩出圆角半径为 0.6mm。（5）求轴上的载荷1） 、求轴上的力mmzmd5222611NdTFt279.1403541048.3622321，NFFtr752.51020tan1圆周力，径向力11rtFF的方向如下图所示：mmd301无首先根据受力分析图，计算出以下数据无（6）按 弯矩 合成 应力 校核 轴的 强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据式（15-5）及商标所给数据，并取 a=0.6

26、327. 9461 . 0)364856 . 0(88107)(32222WaTMca其中331 . 032ddW前面以选定轴的材料为 45（调质） ，查 15-1 得aMP601，因此1ca安全。（7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=283005=24000h由所选轴承系列 6008，可查表知额定动载荷 C=17KNNFr106987.36523.1005222)当量动载荷 PNFfPrP9.117510691.1查表得Pf=1.13）演算轴承寿命24000157964)9 .11751017(9606010)(60103366pchLh载荷水平面 H垂直面 V支持力FNFNFNH

27、NH05.39823.100521，NFNFNVNV87.14487.36521，弯矩 Mmm82793NMHmm30134 NMV总弯矩mm8810722NMMMVH扭矩mmNT41064852.3无所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承 6008（8）键的校核1）选用键的系列70810lhbT=36.49N*mm2）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力 MPap120100，取 p=110MPa，键的工作长度 L=L-b=60mm，键与轮毂、键槽的接触高度 K=0.5h=4由下式MPaMPakldTp11014.10306043649021023，所以合适二 中

28、速轴的设计1、选择轴的材料该轴同样选取 45 号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力MPa601，屈服极限MPas355。2、初步计算轴的最小直径根据表 15-3，取1120A，于是有mmnPAd5978.27233486. 3112330min根据轴承的尺寸选定mmd45min。3、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：（2）各轴的直径和长度无1）根据mmd45min，选用深沟球轴承 6009，尺寸参数167545BDd得4551ddmm，为了使齿轮 3 便于安装，故取mmd502，轴承第三段启轴向定位作用，故mmd583，第四段装齿轮 2，直径mmd504；2）

29、第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，L2 和 L4 都要比齿轮三和齿轮二的尺宽略小，所以mmLmmL48,7842，根据结构需要mmLmmLmmL433815513，。（3）轴上零件的轴向定位齿轮的轴向定位都采用普通平键连接，根据mmd502，mmL782，查表 6-1 得第二段键的尺寸为60914lhb，第四段键尺寸为40914lhb， 滚动轴承与轴采用过度配合来保证，选用直径尺寸公差 m6；（4）轴上零件的轴向定位轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖与套筒定位， 齿轮用套筒与轴肩定位；（5）确定轴向圆角和倒角尺寸参照表，去轴端倒角451，各轴肩出圆角半径为 0.6mm。（6）求轴上的载荷1）

30、求轴上的力受力分析如下图所示：无计算结果如下表无（6）按 弯矩 合成 应力 校核 轴的 强度综上所述，校核危险截面，根据式（15-5）及商标所给数据，并取 a=0.6023.12451 . 0) 9 .444176 . 0()105 .147()(322322WaTMca其中331 . 032ddW前面以选定轴的材料为45 （调质） ， 查15-1得aMP601，因此1ca安全。（7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=283005=24000由所选轴承系列 6209，可查表知额定动载荷 C=31.5NFr734382.2107)62.1980()4 .188(222)当量动载荷 PNF

31、fPrP50782.2318734382.21071.1查表得Pf=1.13）演算轴承寿命载荷水平面 H垂直面 V支持 FNFNFNHNH62.198044.18843，NFNFNVNV89.72059.6843，弯矩 Mmm57.138643mm21.1130621NMNMHHmm13.50462mm12.411521NMNMVV总弯矩mm41.147541mm82.120312222221211NMMMNMMMVHVH扭矩mmNT410441792. 4无2400053153)50.23181021(2336010)(60103366pchLh所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承 600

32、9（8）键的校核齿轮 3 上的键1）选用键的系列60914lhb2）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力 MPap120100，取 p=110MPa，键的工作长度 L=L-b=46mm，键与轮毂、键槽的接触高度 K=0.5h=4.5有式MPaMPakldTp110612.2750465 . 414289321023，所以合适齿轮 2 上的键3）选用键的系列40914lhb4）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力 MPap120100，取 p=110MPa，键的工作长度 L=L-b=26mm，键与轮毂、键槽的接触高度 K=0.5h=4.5有

33、式MPaMPakldTp11085.4850265 . 414289321023，所以合适4）进行精确校核截面 III、IV 受扭矩作用、虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕的确定的，所以截面 III、IV 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 II 和 III处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面 II、 III 之间虽然应力最大，截面 III 和 IV 应力情况相无近，V、VI 截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面 II、III 之间虽然应力大，但是应力集中不大，而这里轴径也

34、较大，故不必校核。所以只需校核 II 截面左右两侧即可截面 II 左侧33335 .9112451 . 01 . 0mmmmdW抗扭截面系数333318225452 . 02 . 0mmmmdWT截面 II 右侧的弯矩 M=80093.9N截面 II 上的扭矩mNTII8936.142截面 II 上的弯曲应力为abMPWM789. 8截面上的扭转切应力aTIITMPWT841. 7轴的材料为 45#钢，调质处理。由表 15-1 查得aBMP640aMP2751aMP1551截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及r按附表 3-2 查取。因055.0455.2dr11.14550dD，经插值后可

35、查得0.232.1又由附图 3-1 可得轴的材料敏性系数为82.0q85.0q故有效应力集中系数按式（机械设计书 附 3-4）为272.1)132.1(82.01)1(182.1)10.2(82.01)1(1qkqk由附图 3-2 得尺寸系数75.0无由附图 3-3 得扭转尺寸系数88.0轴按磨削加工，由附图 3-2 得表面质量系数为92.0轴未经表面强化处理，即1q，则按式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为5324.1115136.211kKkK又由 3-1 及 3-2 得碳钢的特性系数2 . 01 . 0取1 . 01 . 005. 0取05. 0所以轴在截面 II 右侧的安全系数

36、为5 . 11446.11024.25447.122211SSSSSSKSKScamama可知其安全截面 II 右侧抗弯截面系数333312500501 . 01 . 0mmmmdW抗扭截面系数333325000502 . 02 . 0mmmmdWT截面 II 右侧的弯矩 M=80093.9N截面 II 上的扭矩mNTII8936.142截面 II 上的弯曲应力为abMPWM4075. 6无截面上的扭转切应力aTIITMPWT716. 5轴的材料为 45#钢，调质处理。由表 15-1 查得aBMP640aMP2751aMP1551截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及r按附表 3-2 查取。

37、因过盈配合处的/k值，由附表 3-8 用插入法求出并取/8 .0/kk，于是得/k=2.26/k=1.808轴按磨削加工，由附图 3-4 的表面质量系数为92. 0故得综合系数为8949. 111346956522. 211kKkK所以轴在截面 II 右侧的安全系数为5 . 12920.158863.272868.182211SSSSSSKSKScamama故该轴在截面 II 左右侧的强度也是足够的。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。至此，该轴的设计计算结束。三低速轴的设计无1、选择轴的材料该轴同样选取 45 号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力MPa601，屈服极

38、限MPas355。2、初步确定轴的最小直径当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径 d，计算公式：30nPAd ，选用 45 号调质钢，查机设书表 15-3，得1120Ammd2774.4061.9341. 91123min初选联轴器 LH4，初定轴的最小直径mmd50min3、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：（2）各轴的直径和长度1）联轴器采用轴肩定位mmd507，半联轴器与轴的配合的毂孔长度 L=112mm，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，故mmL11072）初步确定滚动轴承因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较小，载荷大，故选用深沟球轴承 6010，mmmmmmBDd168050，故mmdd5051,为了便于齿轮安装mmd512，为了使齿轮有较好的轴向定位，取mmd563，mmd504，mmd456；无轴承 B=16mm，为了便于安装，mmL145，其他长度由轴2 的计算方法求得mmLmmLmmLmmLmmL49,97,10,68,4364321，3