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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流两级展开式圆柱齿轮减速器的设计说明书_(1).精品文档. 两级展开式（平行轴）圆柱齿轮减速器的设计说明书 例如：设计热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。每日两班制工作，工作期限为8年。热处理车间零件清洗用设备。该传送设备的动力由电动机经减速器装置后传至传送带。每日两班制工作，工作期限为8年。 已知条件：输送带带轮直径d=300mm,输送带运行速度v=0.63m/s,输送带轴所需转矩T=700N.m.一、传动装置的总体设计 1.1传动方案的确定两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图所示。1-电动机 2
2、-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-输送带带轮 6-输送带1.2电动机的选择计算项目计算及说明计算结果1.选择电动机的类型根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异电动机。2.选择电动机的功率输送带所需的拉力为 F=2T/d=2700/0.3N4667N输送带所需动率为 Pw=Fv/1000=46670.63/1000KW=2.94KW由表取，v带传动效率带=0.96，一对轴承效率轴承=0.99，斜齿圆柱齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联=0.99，则电动机到工作机间的总效率为 总=带轴承4齿轮2联=0.960.9940.9720.99=0.859 PO=PW/总=2.94/0.8
3、59Kw=3.42Kw根据表，选取电动机的额定功率为Ped=4kwF=4667NPw=2.94KW总=0.859PO=3.42KwPed=4kw3.确定电动机的转速输送带带轮的工作转速为 nw=1000600.63v/300r/ min=40.13r/min查表，v带传动的传动比i带=24，两级减速器传动比i=840，则总传动比范围为 i总=i带i齿=（24）（840）=16160电动机的转速范围为 no=nwi =40.13（16160）r/min=642.16421r/min由表可知，符合这一要求的电动机同步转速1000 r/min，1500r/min和3000r/min,考虑3000r/
4、min的电动机的转速太高，而1000r/min的电动机的体积大且贵，故选用转速为1500r/min的电动机进行试算，其满载转速为1440r/min，其满载转速为1440r/min,其型号为Y112M-4 nw=40.13r/minNm=1440r/min1.3传动比的计算及分配 各级传动比的计算及分配。计算项目 计算及说明计算结果1.总传动比i总=nmnw=1440/40.13=35.88i总=35.882.分配传动比根据传动比范围，取带传动的传动比i带=2.5，则减速器传动比为 i=i总/i带=35.88/2.5=14.35高速级传动比为 i1=（1.31.4）i=（1.31.4）14.35
5、=4.324.48取i1=4.4低速级传动比为 i2=i/i1=14.35/4.4=3.26i=14.35i1=4.4i2=3.26 1.4传动装置的运动、动力参数计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速 no=nm=1440r/min n1=no/i带=1440/2.5r/min=576r/min n2=n1/i1=576/4.4r/min=130.9r/min n3=n2/i2=130.9/3.26r/min=40.15r/min nw=n3=40.15r/minno=1440r/minn1=576 r/minn2=130.9 r/minn3=40.15r/minnw=40.15r
6、/min2各轴功率 P1=PO0-1=PO带=3.420.96kw=3.28kw P2= P11-2= P1轴承齿=3.280.990.97kw=3.15kw P3= P22-3= P2轴承齿=3.150.990.97kw=3.02KW PW= P33-W= P3轴承联=3.020.990.99kw=2.96kwP1=3.28kwP2=3.15kwP3=3.02KWPW=2.96kw 3.各轴转矩 T0=9550(PO/n0)=9550(3.42/1440)Nm=22.68 Nm T1=9550(P1/n1)= 9550(3.28/576) Nm=54.38 Nm T2=9550(P2/n2)
7、= 9550(3.15/130.9) Nm=229.81 Nm T3=9550(P3/n3)= 9550(3.02/40.15) Nm=718.33 Nm TW=9550(PW/nW)= 9550(2.96/40.15) Nm=704.06 NmT0=22.68 NmT1=54.38 NmT2=229.81 NmT3=718.33 NmTW=704.06 Nm二、传动件的设计计算2.1减速器外传动件的设计 减速器外传动件只有带传动，故只需对带传动进行设计。带传动的设计见下表。计算项目计算及说明计算结果1.确定设计功率 Pd=KAP0由表8-6，查得工作情况系数KA=1.2，则 Pd=1.23.
8、42kw=4.1kwPd=4.1kw2.选择带型n0=1440r/min, Pd=4.1kw,由图选择A型带 选择A型V带3.确定带轮的基准直径根据表8-7，选小带轮直径为dd1=100mm,则大带轮的直径为 dd2=i带dd1=2.5100mm=250mmdd1=100mmdd2=250mm4.验算的速度 V带=dd1n0/601000m/s=7.54m/svmax=25m/s带速符合要求5.确定中心距和V带长度根据0.7（dd1dd2）a02（dd1dd2）,初步确定中心距，即0.7（100250）mm=245mma0120oa1= 154.88o120o合格7.确定V带根数V带根数可用下
9、式计算： Z= Pd/( P0P0)KaKL由表8-9查取单根V带所能传递的功率 P0=1.3 kw,功率增量 P0=Kbn1(1-1/Ki)由表8-10查得Kb=0.772510-3，由表8-11查得Ki=1.137，则 P=0.772510-31440（1-1/1.137）kw=0.134 kw由表8-12查得Ka=0.935，由表8-8查得KL=0.93，则带的根数为 Z=kd/(p0+P0) KaK=4.1/(1.3+0.134)0.9350.93=3.29取四根Z=48.计算初拉力由表8-13查得v带质量m=0.1kg/m,则初拉力为 F0=500pd/zu带（2.5-Ka/Ka）+
10、mvd 2 =5004.1/47.54(2.5-0.935/0.935)N+0.17.542N=119.45NF0=119.45N9.计算作用在轴上的压力Q=2z F0sina/2 =24119.45Nsin154.88oo/2=932.72N Q=932.72N10.带轮结构设计（1）小带轮结构采用实心式，由表8-14查得电动机轴径D0=28，由表8-15查得 e=150.3mm,f=1021mm 轮毂宽:L带轮=（1.52）D0=（1.52）28mm=4256mm 其最终宽度结合安装带轮的轴段确定轮毂宽:B带轮=（z1）e2f=(41)15mm210mm=65mm（2）大带轮结构 采用孔板
11、式结构，轮毂宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的结构设计同步进行 2.2减速器内传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HBW1-=236HBW，HBW2-=190HBW. HBW1- HBW2-=46 HBW，在3050 HBW之间。选用8级精度45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设
12、计。其设计公式为 d1 2KT1/d(u1)/u(ZEZHZZ/H)1/3(1)小齿轮传递转矩为T1=54380Nmm(2)因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.11.8,初选Kt=1.4(3)由表8-18，取齿宽系数d=1.1(4)由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8MPa(5)初选螺旋角=12o,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.46(6)齿数比u=i1=4.4(7)初选Z1=23，则Z2=uZ1=4.423=101.2,取Z2=101，则端面重合度为 a=1.883.2(1/ Z11/ Z2)cos=1.883.2(1/ 231/ 101)cos12o=1.67轴
13、向重合度为 =0.318d Z1tan=0.3181.123tan12o=1.71由图8-3查得重合度系数Z=0.775(8)由图11-2查得螺旋角系数Z=0.99(9)许用接触应力可用下式计算H= ZNHlim/SH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Hlim1=580MPa, Hlim2=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 N1=60n1aLh=605761.0282508=1.106109 N2= N1/i1=1.106109/4.4=2.51108由图8-5查得寿命系数ZN1=1.0, ZN2=1.14,由表8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力Z1=23
14、Z2=101 H1= ZN1Hlim1/SH=1.0580MPa/1=580MPa大齿轮的许用接触应力 H2= ZN2Hlim2/SH=1.14390MPa/1=445MPa取H=445MPa，初算小齿轮的分度圆直径d1t,得d1t2KT1/d(u1)/u(ZEZHZZ/H)1/3 21.454380/1.1(4.41)/4.4(189.82.460.7750.99/445)1/3mm=47.93mmH1=580MPaH2=445MPaH=445MPad1t47.93mm3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数 由表8-21查得使用系数KA=1.0，因v=d1tn1/601000=47.93576/
15、601000m/s=1.44m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.13, 由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11，由表8-22查得齿间载荷分配系数K=1.2，则载荷系数为 K=KAKVKK=1.01.131.111.2=1.505(2)对d1t进行修正K与Kt有较大差异，故需对由Kt计算出的d1t进行修正，即 d1=d1t（K/Kt）1/347.93（1.505/1.4）1/3mm=49.1mm(3)确定模数mn mn= d1cos/Z1=49.1mmcos12o/23=2.09mm按表8-23，取mn=2.5mm(4)计算传动尺寸 中心距为 a1= mn(Z1Z2)/2cos=2.5
16、(23101)mm/(2cos12o)=158.46mm圆整，取a1=160mm,则螺旋角为 =arccos mn(Z1Z2)/2a1= arcos2.5(23101)mm/(2160)=14.362o因与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.43，则端面重合度为 a=1.883.2(1/ Z11/ Z2)cos=1.883.2(1/ 231/ 101)cos14.362o=1.66轴向重合度为 =0.318d Z1tan=0.3181.123tan14.362o=2.06由图8-3查得重合度系数Z=0.775, 由图11-2查得螺旋角系数Z=0.985
17、 d1t2KT1/d(u1)/u(ZEZHZZ/H)1/3 21.50554380/1.1(4.41)/4.4(189.82.430.7750.985/445)1/3mm=48.53mm精确计算圆周速度为 V=d1tn1/601000=48.53576/601000m/s=1.46m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.13, K值不变 mn= d1cos/Z1=48.53mmcos14.362o/23=2.04mm按表8-23，取mn=2.5mm,则高速级的中心距为 a1= mn(Z1Z2)/2cos=2.5(23101)mm/(2cos14.362o)=160mmK=1.505d1t48
18、.53mmmn=2.5mma1=160mm则螺旋角修正为 =arccos mn(Z1Z2)/2a= arcos2.5(23101)mm/(2160)=14.362o修正完毕，故 d1= mnZ1/cos=2.523/ cos14.362omm=59.355mm d2= mnZ2/cos=2.5101/ cos14.362omm=260.545mm b=dd1=1.159.355mm=65.29mm，取b2=66mm b1=b(510)mm,取b1=75mm=14.362od1=59.355mmd2=65.29mmb2=66mmb1=75mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 F=2
19、KT1/bmnd1YFYSYYF(1) K、T1、mn和d1同前(2) 齿宽b= b2=66mm(3) 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 ZV1=Z1/(cos)3=23/(cos14.362o)3=25.3 ZV2=Z2/(cos)3=101/(cos14.362o)3=111.1由图8-8查得YF1=2.61，YF2=2.22，由图8-9查得YS1=1.59，YS2=1.81（4）由图8-10查得重合度系数Y=0.71（5）由图11-3查得螺旋角系数Y=0.87（6）许用弯曲应力 【】F=YNFLim/SF由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为FLim1=215MPa, FLim
20、2=170MPa,由图8-11查得寿命系数YN1= YN2=1,由表8-20查得安全系数SF=1.25，故 【】F1 =YN1FLim1/SF=1215/1.25MPa=172MPa 【】F2 =YN2FLim2/SF=1170/1.25MPa=136MPaF1=2KT1/bmnd1YF1YS1YY=21.50554380/（662.559.355）2.611.590.710.87MPa=42.8MPaF1F2=F1YF1YS1/YF2YS2=42.82.221.81/(2.611.59)MPaF2满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 mt=mn/cos=2.5/cos14
21、.362omm=2.58065mm齿顶高 ha= ha*mn=12.5mm=2.5mm齿根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)2.5mm=3.125mm全齿高 h= ha hf=2.5mm3.125mm=5.625mm顶隙 c=c8mn=0.252.5mm=0.625mm齿顶圆直径为 da1=d12ha=59.355mm22.5mm=61.355mm da2=d22ha=260.645mm22.5mm=265.645mm齿根圆直径为 df1=d12hf=59.355mm23.125mm=53.105mm df2=d22hf=260.645mm23.125mm=254.395mmmt=
22、2.58065mmha=2.5mmhf=3.125mmh=5.625mmc=0.625mmda1=61.355mmda2=265.645mmdf1=53.105mmdf2=254.395mm低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.选择材料、热处理和公差等级大、小齿轮均选用45钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，由表8-17得齿面硬度HBW1=217255HBW，HBW2=162217HBW.平均硬度HBW1-=236，HBW2-=190. HBW1- HBW2-=46 HBW，在3050 HBW之间。选用8级精度45钢小齿轮调质处理大齿轮正火处理8级精度2.初步计算传动
23、的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。其设计公式为 d3 2KT3/d(u1)/u(ZEZHZZ/H)1/3(1)小齿轮传递转矩为T3=229810Nmm(2)因v值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.11.8,初选Kt=1.4(3)由表8-18，取齿宽系数d=1.1(4)由表8-19，查得弹性系数ZE=189.8MPa(5)初选螺旋角=11o,由图9-2查得节点区域系数ZH=2.465(6)齿数比u=i2=3.26(7)初选Z3=25，则Z4=uZ3=3.2625=81.5,取Z4=82，则端面重合度为 a=1.883.2(1/ Z31/ Z4)cos=1
24、.883.2(1/ 251/ 82)cos11o=1.68轴向重合度为 =0.318d Z3tan=0.3181.123tan11o=1.70由图8-3查得重合度系数Z=0.775(8)由图11-2查得螺旋角系数Z=0.99(9)许用接触应力可用下式计算H= ZNHlim/SH由图8-4e、a查得接触疲劳极限应力为Hlim3=580MPa, Hlim4=390MPa小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 N3=60n2aLh=60130.91.0282508=2.513108 N4= N3/i2=2.513108/3.26=7.71107由图8-5查得寿命系数ZN3=1.14, ZN4=1.14,
25、由表8-20取安全系数SH=1.0，则小齿轮的许用接触应力Z3=23Z4=101 H3= ZN3Hlim3/SH=1.14580MPa/1=661.2MPa大齿轮的许用接触应力 H3= ZN4Hlim4/SH=1.2390MPa/1=468MPa取H=445MPa，初算小齿轮的分度圆直径d1t,得d1t2KT1/d(u1)/u(ZEZHZZ/H)1/3 21.454380/1.1(4.41)/4.4(189.82.460.7750.99/445)1/3mm=47.93mmH3=661.2MPaH4=468MPaH=468MPaD3t76.615mm3.确定传动尺寸(1)计算载荷系数 由表8-2
26、1查得使用系数KA=1.0，因v=d3tn2/601000=76.615130.9/(601000)m/s=0.52m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07, 由图8-7查得齿向载荷分配系数K=1.11，由表8-22查得齿间载荷分配系数K=1.2，则载荷系数为 K=KAKVKK=1.01.071.111.2=1.43(2) 确定模数mn ,因K与Kt差异不大，不需对由Kt计算出的d3t进行修正，即 mn= d3cos/Z3=76.615mmcos11o/25=3.01mm按表8-23，取mn=3.5mm(3)计算传动尺寸 中心距为 a2= mn(Z3Z4)/2cos=3.5(2582)m
27、m/(2cos11o)=190.75mm圆整，取a2=190mm,则螺旋角为 =arccos mn(Z3Z4)/2a2= arcos3.5(2582)mm/(2190)=9.76o因与初选值相差较大，故对与有关的参数进行修正，由图9-2查得节点区域系数ZH=2.46，则端面重合度为 a=1.883.2(1/ Z31/ Z4)cos=1.883.2(1/ 251/ 82)cos9.76o=1.69轴向重合度为 =0.318d Z3tan=0.3181.125tan9.76o=1.50由图8-3查得重合度系数Z=0.77, 由图11-2查得螺旋角系数Z=0.991 d3t2KT3/d(u1)/u(
28、ZEZHZZ/H)1/3 21.43229810/1.1(3.261)/3.26(189.82.460.770.991/468)1/3mm=76.77mm因V=d3tn2/（601000）=76.77130.9/（601000）m/s=0.53m/s,由图8-6查得动载荷系数KV=1.07, K值不变 mn= d3cos/Z3=76.77mmcos9.76o/25=3.03mm按表8-23，取mn=3.5mm,则中心距为 a2= mn(Z3Z4)/2cos=3.5(2582)mm/(2cos9.76o)=190mmK=1.43d1t76.77mmmn=3.5mma1=190mm则螺旋角修正为
29、=arccos mn(Z3Z4)/2a= arcos3.5(2582)mm/(2190)=9.76o修正完毕，故 d3= mnZ3/cos=3.525/ cos9.76omm=88.785mm d4= mnZ4/cos=3.582/ cos9.76omm=291.215mm b=dd3=1.188.785mm=97.66mm，取b4=98mm b3=b(510)mm,取b3=105mm=9.76od3=88.785mmd4=291.215mmb4=98mmb3=105mm4.校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 F=2KT3/bmnd3YFYSYYF(4) K、T3、mn和d3同前(5)
30、 齿宽b= b3=98mm(6) 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数为 ZV3=Z3/(cos)3=25/(cos9.76o)3=26.1 ZV4=Z4/(cos)3=82/(cos9.76o)3=85.7由图8-8查得YF3=2.6，YF4=2.25，由图8-9查得YS3=1.59，YS4=1.79（4）由图8-10查得重合度系数Y=0.701（5）由图11-3查得螺旋角系数Y=0.92（6）许用弯曲应力 【】F=YNFLim/SF由图8-4f、b查得弯曲疲劳极限应力为FLim3=215MPa, FLim4=170MPa,由图8-11查得寿命系数YN3= YN4=1,由表8-20查得安
31、全系数SF=1.25，故 【】F3 =YN3FLim3/SF=1215/1.25MPa=172MPa 【】F4 =YN4FLim4/SF=1170/1.25MPa=136MPaF3=2KT3/bmnd3YF3YS3YY=21.43229810/（983.588.785）2.61.590.7050.92MPa=57.87MPaF3F4=F3YF4YS4/YF3YS3=57.872.251.79/(2.61.59)MPa=56.38MPaF4满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 mt=mn/cos=3.5/cos9.76omm=3.55140mm齿顶高 ha= ha*mn=13
32、.5mm=3.5mm齿根高 hf= (ha*c*)mn=(10.25)3.5mm=4.375mm全齿高 h= ha hf=3.5mm4.375mm=7.875mm顶隙 c=c8mn=0.253.5mm=0.875mm齿顶圆直径为 da3=d32ha=88.785mm23.5mm=95.785mm da4=d42ha=291.215mm23.5mm=298.215mm齿根圆直径为 df3=d32hf=88.785mm24.375mm=80.035mm df4=d42hf=291.215mm24.375mm=282.465mmmt=3.55140mmha=3.5mmhf=4.375mmh=7.87
33、5mmc=0.875mmda3=95.785mmda4=298.215mmdf3=80.035mmdf4=282.465mm三、斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择和校核提供数据，其计算见表。计算项目计算及说明计算结果1.高速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 高速轴传递的转矩T1=54380Nmm,转速n1=576r/min,高速级齿轮的螺旋角=14.362o,小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径d1=59.355mm(2)齿轮1的作用力 圆周力为 Ft1=2T1/d1=254380/59.355N=1832.4N其方向与力作用点圆周
34、速度方向相反径向力为 Fr1=Ft1tanan/cos=1832.4tan20o/cos14.362oN=688.4N其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为 Fa1= Ft1tan=1832.4tan14.362oN=469.2N其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并使四Ft1=1832.4NFr1=688.4NFa1=469.2N指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为 Fn1=Ft1/cosancos=1832.4/(cos20ocos14.362o)N= 2012.9N(3)齿轮2的作用力 从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相
35、反Fn1=2012.9N 2.低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 中间轴传递的转矩T2=229810Nmm,转速n2=130.9r/min,低速级齿轮的螺旋角=9.76o。为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径d3=88.785mm(2)齿轮3的作用力 圆周力为 Ft3=2T2/d3=2229810/88.785N=5176.8N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为 Fr3=Ft3tanan/cos=5176.8tan20o/cos9.76oN=1911。9N其方向为由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力为 Fa3= Ft3tan
36、=5176.8tan9.76oN=890.5N其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮1的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力方向法向力为 Fn3=Ft3/cosancos=5176.8/(cos20ocos9.76o)N=5589.9N(3)齿轮4的作用力 从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反Ft3=5176.8NFr3=1911。9 NFa3=890.5NFn3=5589.9N四、轴的设计计算4.1中间轴的设计计算中间轴的设计计算见下表计算项目计算及说明1.已知条件中间轴传递的功率P2=3.15KW,转速n2=130.9r/min,齿轮分度圆直
37、径d2=260.645mm,d3=88.785mm,齿轮宽度b2=66mm,b3=105mm2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表8-26选用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3.初算轴径查表9-8得c=106135,考虑轴端不承受转矩，只承受少量的弯矩，故取较小值c=110,则 dmin=c(P2/n2)1/3=110(3.15/130.9)1/3mm=31.76mmdmin=31.76mm4.结构设计轴的结构构想如下图4-1（1） 轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式，然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin开始设计（2） 轴承的选择与轴段及轴段的设计 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段、上安装轴承，其直径既应便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取轴承为7207C,经过验算，轴承7207C的寿命不满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取7210C进行设计计算，由表11-9得轴承内径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm，定位轴肩直径da=57mm,外径定位直径Da=83mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=19.4mm,故d1=50mm,通常一根轴上的两个轴承