機械設計課程設計-二級斜齒圓柱齒輪減速器

1、機械設計課程設計原始資料一、設計題目熱處理車間零件輸送設備的傳動裝備二、運動簡圖圖 11電動機2 V 帶3齒輪減速器4聯(lián)軸器5滾筒6輸送帶.三、工作條件該裝置單向傳送 ,載荷平穩(wěn) ,空載起動 ,兩班制工作 ,使用期限 5 年 (每年按 300天計算 ),輸送帶的速度容許誤差為±5%.四、原始數(shù)據(jù)滾筒直徑 D（ mm）： 320運輸帶速度 V （m/s）：0.75滾筒軸轉(zhuǎn)矩 T（N·m）：900五、設計工作量1 減速器總裝配圖一張2 齒輪、軸零件圖各一張3 設計說明書一份六、設計說明書內(nèi)容1. 運動簡圖和原始數(shù)據(jù)2. 電動機選擇3. 主要參數(shù)計算4. V 帶傳動的設計計算5.

2、 減速器斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算6. 機座結構尺寸計算7. 軸的設計計算8. 鍵、聯(lián)軸器等的選擇和校核9. 滾動軸承及密封的選擇和校核10. 潤滑材料及齒輪、軸承的潤滑方法11. 齒輪、軸承配合的選擇.12. 參考文獻七、設計要求1. 各設計階段完成后 ,需經(jīng)指導老師審閱同意后方能進行下階段的設計 ;2. 在指定的教室內(nèi)進行設計 .一 .電動機的選擇一、電動機輸入功率 Pw60v600.75244.785r / minnw2 3.14 0.322 RnPwTnw90044.7854.219kw95509550二、電動機輸出功率Pd其中總效率為3232v帶軸承齒輪聯(lián)軸滾筒 0.96 0.99

3、0.970.99 0.96 0.833Pw4.2195.083kwPd0.833查表可得 Y132S-4 符合要求 ,故選用它。Y132S-4(同步轉(zhuǎn)速 1440 r min ，4 極)的相關參數(shù)表 1額定功率滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩質(zhì)量5.5kw1440 r min2200N mm2300N mm68kg二 .主要參數(shù)的計算一、確定總傳動比和分配各級傳動比傳動裝置的總傳動比nm1440i總32.15nw44.785查表可得 V 帶傳動單級傳動比常用值24，圓柱齒輪傳動單級傳動比常用值.為 35，展開式二級圓柱齒輪減速器i11.31.5 i2 。初分傳動比為 iV帶2.5 ，

4、i14.243， i23.031。二、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)本裝置從電動機到工作機有三軸，依次為，軸，則1、各軸轉(zhuǎn)速nm1440n576 r min2.5iV 帶n576 135.753r minni14.243nn135.75344.288r mini23.0312、各軸功率PPd 0PdV帶5.50.965.28kwPPP軸承齒輪5.28 0.99 0.97 5.070kw PP P軸承齒輪5.070 0.99 0.97 4.869kw3、各軸轉(zhuǎn)矩Td9550Pd95505.536.476Nmnd1440TTd iV 帶 036.4762.50.9687.542 NmTTi1 87.

5、5424.2430.990.97356.695 N mTTi2 356.695 3.031 0.99 0.971038.221 N m表 2項目電機軸高速軸中間軸低速軸.轉(zhuǎn)速 (rmin)1440576135.75362.706功率(kw)5.55.285.0704.869轉(zhuǎn)矩N gm36.47687.542356.6951038.221傳動比2.54.2433.031效率0.960.960.922三 V 帶傳動的設計計算一、確定計算功率Pca查表可得工作情況系數(shù)kA1.2故 PcakAP1.2 5.56.6kw二、選擇 V 帶的帶型根據(jù) Pca、 n ，由圖可得選用A 型帶。三、確定帶輪的基

6、準直徑dd 并驗算帶速 v1、初選小帶輪的基準直徑dd1 。查表 8-6 和 8-8 可得選取小帶輪的基準直徑dd1 90 mm2、驗算帶速 v按計算式驗算帶的速度vdd 1n9014401000606.782m s601000因為 5 m sv30 m s， 故此帶速合適。3、計算大帶輪的基準直徑 dd 2按式 (8-15a)計算大帶輪的基準直徑dd 2iV帶 dd12.5 90 225mm 根據(jù)教材表 8-8，圓整得dd 2 224mm。.4、確定 V 帶的中心距 a 和基準直徑 Ld（1）按計算式初定中心距 a0500mm(0.7( dd 1dd 2 )a02( dd 1dd 2 )（2

7、）按計算式計算所需的基準長度Ld 0 2a0(dd 1dd 2 )( dd 2dd 1 )22430(90224)(22490)24a0443022=1364mm查表可選帶的基準長度 Ld1400 mm（3）按計算式計算實際中心距aa a0LdLd 0(43014001364) mm448 mm22中心距的變化范圍為 427 mm:490mm。5、驗算小帶輪上的包角11 180od d 257.3 o180o2249057.3 o163o120od d 1448a6、計算帶的根數(shù)（1）計算單根 V 帶的額定功率 Pr由 dd190mm和 n 1440 r min 查表可得 P0 1.064kw

8、根據(jù) n1440 rmin ， i2.7 和 A 型帶，查表可得P0 0.169kw 、 k0.956 、kL 0.96 。故 PrP0 P0k kL1.064 0.169 0.956 0.961.132kw（2）計算 V 帶的根數(shù) ZPca6.6Pr5.830 故取 V 帶根數(shù)為 6 根1.1327、計算單根 V 帶的初拉力的最小值F0 min查表可得 A 型帶的單位長度質(zhì)量 q0.10kg m.2.5kPcaqv2(5002.5 0.956 6.62F0 min5000.1 6.782)N 136Nk Zv0.9566 6.782應使帶的實際初拉力 F0F0min 。8、計算壓軸力 Fp壓

9、軸力的最小值為FP min2Z F0 minsin126136sin 163。1614N22四 減速器斜齒圓柱齒輪傳動的設計計算一、高速級齒輪1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7 級精度。（3）材料選擇：查表可選擇小齒輪材料為 40Cr ( 調(diào)質(zhì) ) ，硬度為 280HBS；大齒輪材料為 45 鋼 ( 調(diào)質(zhì) ) ，硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù) Z1 20 ，大齒輪齒數(shù) Z2 4.243 20 85 ，取 Z2 85（5）選取螺旋角，初選螺旋角14o322、

10、按齒面接觸強度設計，按計算式試算即d1t2kt T1u 1ZH ZEudH（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選 kt 1.6 ，由圖 10-26 1 0.740 ，20.820則有121.560小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 T187.542 N gm查圖 10-30 可選取區(qū)域系數(shù) ZH 2.433查表 10-7 可選取齒寬系數(shù)d11查表 10-6 可得材料的彈性影響系數(shù) ZE189.8MP 2 。 查 圖10-21d 得 按 齒 面 硬 度 選 取 小 齒 輪 的 接 觸 疲 勞 強 度 極 限H lim1600MPa ，大齒輪的接觸疲勞強度極限H lim 2550MPa 。.按計算式計算應力循環(huán)次數(shù)N160

11、n1 jLh60576128 3005 8.294108N 28.2941081.951084.243查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)kHN 11.02 ， kHN 2 1.12 。計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S1 ，按計算式 (10-12) 得HkHN 1H lim11.02600612MPa1SkHN 2HH lim21.12550616MPa2SH 1H2612 616H22614MPa（2）計算相關數(shù)值試算小齒輪分度圓直徑 d1t，由計算公式得3221.687.542 10005.24d1t2.433 189.811.5604.2450.07mm614計算圓周速度vd1

12、t n150.07 57610006010001.509 m s60計算齒寬 b 及模數(shù) mntbd d1 t 150.0750.07 mmd1tcos50.07cos14omntZ1202.429mmh2.25mnt2.25 2.429mm5.466mmb50.079.16h5.466計算總相重合度0.318d Z1 tan0.318 120tan14o1.586.計算載荷系數(shù) k查表可得使用系數(shù)kA1，根據(jù) v1.509m s，7 級精度，查表 10-8 可得動載系數(shù) kV1.07 ，由 表10-4查 得 K H的值與直齒輪的相同，為 1.419kF1.350 ， kHkF1.4故載荷系數(shù)

13、 kkAkV kH kH1 1.071.41.4192.126按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計算式得33d1k45.8142.12655.046 mmd1t1.6kt計算模數(shù) mnmnd1 cos55.046 cos14oZ12.671mm203、按齒根彎曲強度設計，按計算式(10-17)試 算 即3mn2kT1Y cos2YFa YSad Z12F（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值、計算載荷系數(shù)kkA kV kF kF1 1.07 1.4 1.352.022根據(jù)縱向重合度1.586 ，查圖 10-28 可得螺旋角影響系數(shù) Y0.88 。查圖可選取區(qū)域系數(shù) ZH2.433 ，3 0.79

14、5 ， 40.875 則 有'341.67查表取應力校正系數(shù)YSa11.569， YSa21.783。查表取齒形系數(shù) YFa12.724， YFa22.194。 ( 線性插值法 )查圖 10-20C 可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE 1500MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE 2380MPa 。查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)kFN 10.87 ， kFN 20.90 。.計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.4 ，按計算式 (10-22)計算得FkFN 1FE 10.87500310.714MPa1S1.4FkFN 2FE 20.90380244.286MPa2S1.4計算大、小

15、齒輪的 YFa YSa 并加以計算FYFa1YSa12.724 1.5690.014F 1310.714YFa 2YSa22.1941.7830.016244.286F 2大齒輪的數(shù)值較大。（2）設計計算3cos2 14o22.022 87.542 1000 0.88mn1 202 1.5860.016 1.979mm對比計算結果， 由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，故取mn2mm ，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1 55.046mm 來計算應有的齒數(shù)，于是有d1 cos55.046cos14o26.705Z

16、1mn2取 Z127 ，則 Z2i1Z14.243 27 1154、幾何尺寸計算（1）計算中心距Z1Z2mn27115 2146.347mma2cos14o2cos將中心距圓整為 a147mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角.arccosZ1 Z2 mnarccos27115 214.986 。2a2147因值改變不多，故參數(shù)、 k 、 ZH 等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑Z1 mn272d1cos14.986cosZ2 mn1152d2cos14.986cos。55.901 mm238.099 mm（4）計算齒輪寬度bd d11 55.90155.901mm圓整后取 B155

17、mm ， B260mm。二、低速級齒輪1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2）運輸裝置為一般工作機器，速度不高，故選用7 級精度。（3）材料選擇，在同一減速器各級小齒輪 ( 或大齒輪 ) 的材料，沒有特殊情況，應選用相同牌號，以減少材料品種和工藝要求，故查表可選擇小齒輪材料為 40Cr ( 調(diào)質(zhì) ) ，硬度為 52HRC；大齒輪材料為 45 鋼 ( 調(diào)質(zhì) ) ，硬度為 45HRC.（4）選小齒輪齒數(shù)Z323 ，大齒輪齒數(shù) Z4 23 3.031 70.924 70（5）選取螺旋角，初選螺旋角14o322、按齒面接觸強度設計，按計算式試算即2k

18、t T2 u ' 1ZH ZEd3t' u 'H 'd（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選 kt 1.6小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩 T2 356.695Ngm查表 10-7 可選取齒寬系數(shù)d1 ,查圖 10-26可選取區(qū)域系數(shù).ZH 2.433 ， 30.765 ，4 0.870 則有341.6351查表可得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8MP 2 。查圖得按齒面硬度選取小齒輪的接觸疲勞強度極限 H lim3 600MPa ，大齒輪的接觸疲勞強度極限 H lim 4 550MPa 。按計算式計算應力循環(huán)次數(shù)N360n2 jLh60 135.753 1 28 30051.955

19、108N41.9551086.4501073.031查圖可選取接觸疲勞壽命系數(shù)kHN 31.12， kHN 4 1.18 。計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數(shù) S1 , 于是 得HkHN 3H lim31.12600672MPa3SkHN 4HH lim41.18550649MPa4S'H3H 4672649H22660.5 MPa（2）計算相關數(shù)值試算小齒輪分度圓直徑d1t ，由計算公式得3105221.63.5674.0312.433189.8d3 t11.673.03176.848mm660.5計算圓周速度d3t n276.848 135.7530.546m sv&

20、#39;60 100060 1000計算齒寬 b ' 及模數(shù) mnt 'b 'd d3 t176.84876.848mm.mnt 'd3t cos76.848 cos14oZ33.240mm23h '2.25 mnt '2.25 3.240 7.29 mmb '76.84810.54h '7.29計算總相重合度'' 0.318 d Z3 tan0.318 123 tan14o1.824計算載荷系數(shù) k查表可得使用系數(shù) kA1，根據(jù) v '0.546 ms ，7級精度，查表可得動載系數(shù) kV ' 1.

21、04 ， kH ' 1.425 ， kF'1.36， kH' kF' 1.4故載荷系數(shù) k ' kA kV ' kH' kH '11.041.41.4242.075按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，按計算式得33d3d3tk '2.07576.84883.804mmkt1.6計算模數(shù) mn 'd3 cos83.804 cos14omn '3.535mmZ32332k 'T2 Y 'cos2YFa YSa'3、按齒根彎曲強度設計，按計算式試算即 mn ''d Z3

22、2F（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值計算載荷系數(shù)k 'kAkV ' kF ' kF '1 1.041.1 1.361.556根據(jù)縱向重合度' 1.824，查圖可得螺旋角影響系數(shù) Y ' 0.88 。計算當量齒數(shù)Z32325.178ZV 3cos314ocos3.Z47076.628ZV 4cos3 14ocos3查表可取齒形系數(shù) YFa 3 2.616 ， YFa 42.227 。查表可取應力校正系數(shù) YSa3 1.591， YSa41.763 。 ( 線性插值法 )查圖可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE 3500MPa ，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 F

23、E 4380MPa 。查圖可取彎曲疲勞壽命系數(shù)kFN 30.90 ， kFN 40.93 。計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù) S1.4，按計算式計算FkFN 3 FE 30.905003S1.4321.429MPakFN 4 FE40.93 380252.429MPaF 4S1.4計算大、小齒輪的 YFa YSa '并加以計算FYFa 3YSa32.6161.5910.013321.429F 3YFa 4YSa42.2271.7630.016252.429F 4大齒輪的數(shù)值較大。（2）設計計算3356.695 10000 0.88 cos2 14omn '21.55612

24、320.016 2.572mm1.635對比計算結果， 由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，故取mn '3mm ，已可滿足彎曲強度，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3 83.804 mm 來計算應有的齒數(shù)，于是有d3 cos83.804cos14oZ327.105mn3.取 Z326 ，則 Z4 i2Z3 3.03128 84.868854、幾何尺寸計算（1）計算中心距Z3 Z4 mn '2885 3174.689mma '2cos14o2cos將中心距圓整為 a '175mm。（2）按圓整后的中心

25、距修正螺旋角'arccosZ3 Z4 mn 'arccos2885 314.403。2a '2175因' 值改變不多，故參數(shù)' 、 k ' 、 Z H ' 等不必修正。（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑d3Z 3mn '28386.726 mmcos'cos14.403 。d4Z4 mn '853263.274 mmcos'cos14.403 。（4）計算齒輪寬度b 'd d3 186.726 86.726 mm圓整后取 B390mm ， B495mm 。五軸的設計計算一、高速軸的設計1、求作用在齒輪

26、上的力高速級齒輪的分度圓直徑為dd151.761mmFte2T12875423398 Nd151.761Fretan nFtetan 20o3398 1275 Ncoscos14o21'41"FaeFte tan3398tan13.7。846N.2、選取材料可選軸的材料為45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。3、計算軸的最小直徑，查表可取A011233dminA0P11125.28n123.44mm576應該設計成齒輪軸， 軸的最小直徑顯然是安裝連接大帶輪處， 為使 d- 與帶輪相配合，且對于直徑 d 100mm的軸有一個鍵槽時，應增大 5%-7%，然后將軸徑圓整。故取 d- 25mm 。4、

27、擬定軸上零件的裝配草圖方案( 見下圖 )5、根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度（1）根據(jù)前面設計知大帶輪的轂長為93mm,故取 L90 mm ，為滿足大帶輪的定位要求，則其右側有一軸肩，故取d32 mm，根據(jù)裝配關系，定L35mm（2）初選流動軸承7307AC，則其尺寸為 dDB35mm 80mm 21mm ，故 d35mmd，段 擋 油 環(huán) 取 其 長 為19.5mm, 則L40.5mm 。（3）段右邊有一定位軸肩，故取d42mm ，根據(jù)裝配關系可定L 100mm ， 為 了 使 齒 輪 軸 上 的 齒 面 便 于 加 工 ， 取LL5mm, d44 mm 。（4）齒面和箱體內(nèi)壁取a

28、=16mm,軸承距箱體內(nèi)壁的距離取s=8mm,故右側擋油環(huán)的長度為 19mm,則 L42mm（5）計算可得 L1104.5mm, L2151mm, L350.5mm 、（6）大帶輪與軸的周向定位采用普通平鍵C 型連接，其尺寸為bh L 10mm 8mm 80mm, 大帶輪與軸的配合為 H 7 ，流動軸承與軸的周 r 6.向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為m6.求兩軸承所受的徑向載荷Fr1 和 Fr 2帶傳動有壓軸力 FP ( 過軸線，水平方向 ) ， FP1614 N 。將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面上兩個平面力系圖一圖二圖三 注 圖二中 Fae 通過另加彎矩而平移

29、到作用軸線上.圖三中 Fte 通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線Fr 2V15150Faed1Fre15102Fr 2V2163 NFr1VFreFr 2V1824N同理Fr 2 H853NFr1HFteFr 2 H3398 8532545NFr1Fr 1V2Fr1 H218242254523131NFr 2Fr 2V2Fr 2H22163285322014N6 、求兩軸承的計算軸向力 Fa1 和 Fa 2對于 70000AC 型軸承，軸承的派生軸向力Fd0.68FrFd10.68Fr10.6831312129.08 NFd 20.68Fr 20.682014 1369.52 NFaeFd 2846

30、1369.52 2215.2 N Fd1故 Fa12215.2 N , Fa2Fd11369.52 N7、求軸承的當量動載荷P1 和 P2對于軸承 1 Fa12215.20.70 0.68Fr 13131對于軸承 2 Fa21369.520.68Fr 22014查表可得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)分別為：對于軸承 1X10.41 ， Y1 0.87對于軸承 2X 21， Y20PfPXFr 1Y Fa11 0.41 3131 0.87 2215.2 3210.934N111.P2f P X 2 Fr 2Y2 Fa 21 1 201402014N8、求該軸承應具有的額定載荷值因為 P1P2 則有3

31、3C P160n1Lh '3210.9346057628300524993.1N Cr106106故 7307AC 符合要求。9、彎矩圖的計算水平面：FNH 1853N , FNH 22545 N,則其各段的彎矩為：BC段：由彎矩平衡得 M-FNH1 x0M853x(0x151)CD段：由彎矩平衡得M FNH 1 x( x151) 0M2545x513098(151 x 201.5)MH 853151N gmm128803N gmm.鉛垂面： FNV12163 N , FNV21824 N , FP1614 N , 則其各段彎矩為：AB段：.則 MFP x0M1614(0x104.5)

32、BC段：則 M FP x FNV1 (x 104.5) 0 M549x 226034 (104.5 x 255.5)CD段：則 MFp xFNV1 (x 104.5) Fr (x255.5) M a 0M1824x567555 (255.5 x306)做彎矩圖如下.從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C 是軸的危險截面。 現(xiàn)將計.算出的截面 C 處的 M H 、 MV 及 M 的值列于下表表 3載荷水平面 H垂直面 V支 持 力Fr1H2545 NFr 1V1824 NFFr 2 H853NFr 2V2163N彎矩 MM H128803N mmM V185765 N mmM V 2101

33、523 N mm總彎矩M1M H2M V 121288032857652154745N mmM 2M H2M V 2212880321015232164003N mm扭矩 TT187542 N mm10、按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時， 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面( 即危險截面 B ) 的強度。根據(jù)計算式及上表的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力M B2216866320.6 875422T135.7MPacaW0.1353前已選定軸的材料為45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表可得1 60MPa ，因此ca1，故安全。11、鍵的選擇和校核高速軸上與大

34、帶輪相配合的軸上選擇鍵連接，由于大帶輪在軸端部， 故選用單圓頭平鍵（ C型）根據(jù) d 35mm，從表 6-1 中查得鍵的截面尺寸為：寬度： b10mm, 高度：h 8mm, 由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長為： L 80mm鍵、軸承和輪轂材料都為鋼查表可得P120 150MPa.取其平均植，P135MPa鍵的工作長度b80575lLmm2鍵和輪轂鍵槽的接觸高度 k0.5h 0.5 84mm2T28.75410417.0MPaP ，故合適。則 P47535kld所以選用：鍵 C 10mm 8mm 80mm GB/T 1096-200312、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 1.6，各軸肩處

35、圓角半徑為2。二、中間軸的設計1、求作用在齒輪上的力因為高速軸的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合，故兩齒輪所受的 Fte 、Fre 、Fae都是作用力與反作用力的關系，則大齒輪上所受的力為Fte13398NFre 11275 NFae1846N中速軸小齒輪上的三個力分別為Fte23944 NFre 2 1482 NFae21013 N2、選取材料可選軸的材料為45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。3、計算軸的最小直徑，查表可取A011233dminA0P21125.07n237.44mm135.753軸的最小直徑顯然是安裝軸承處， 為使軸承便于安裝，且對于直徑 d100mm的軸有一個鍵槽時，應增大5%-7%，然后將軸徑圓整。故取d- 40mm 。4、擬定軸上零件的裝配草圖方案( 見下圖 )5、根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度（1）初選滾動軸承7008AC,則其尺寸為： dDB40mm 68mm 15mm.故 d40mm. 用擋油環(huán)定位軸承，故L21mm,段右邊有一定位軸肩，故 d48mm. 低速級小齒輪與箱體內(nèi)壁距離為16 mm , 與箱體內(nèi)壁距離為 8mm ，故左邊擋油環(huán)長為24mm ，則 L20mm.（2）低速級小齒輪輪轂為95 mm ，即 LIV95mm.取兩齒面的距離為8