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1、展南大季机械设计课程设计（论文）题目：带式运输机传动装置的设计学生姓名专业机械设计制造及其自动化学号班级指导老师成绩工程技木学优机械设计课程设计任务书学生姓名专业年级设计题目：带式运输机传动装置的设计m上一-XiHI4力士”.:iI设计条件：1,运输带工作拉力F=2300N:2、运输带工作速度V=1.1.m/s；3、卷筒直径。=300mm：4.工作条件：两班制，连续单向运转,我荷较平稳.室内工作.有粉尘,环境最拓温度35：5,运用折旧期：8年：6、检修间隔期;四年一次大修,两年一次中修，半年一次小修：7、动力来源：电力，三相沟遹,电压38W220V：8.运输带速度允许误差：15%：9、制造条件
2、及生产批录:一般机械厂制造，小批St生产。设计工作量：1、诚速器装配图1张（A1）；2、零件工作图3张：3、设计说明书I份.指导老师签名：2016年I1.月25日说明：I.此表由指V老师完成，用计算机打印（A4纸）。2.请将机械设计课程设计任务行装订在机械设计课程设计（论文）的第一页.书目前言11 .系统总体方案设计11.1 传动方案选择11.2 工作机器特征的分析21.3 传动方案的拟定及说明22 .动力也择32.1 电动机输入功率匕32.2 电动机输出功率933 .传动装运动及动力弁数计算33.1 确定总传动比和安排各级传动比33.2 各轴功率43.3 各轴转矩44 .传动新的设iHt算4
3、4.1 高速级齿轮的设计44.2 低速级齿轮的设计I1.5 .轴的设形算115.1 高速轴的设计11高速轴受力I1.选取材料12计算轴的最小直径12轴的结构设计12高速级轴承的校核14联轴器键的选择和校核165.2 中间轴的设计17中间轴受力17选取材料17计算轴的最小直径17轴的结构设计17中间级釉承的校核19高速级大齿轮键的选择和校核215.3 低速轴的设计21低速轴受力21选取材料21计算轴的最小直径22轴的结构设计22高速级轴承的校核23联轴器键的选择和校核26低速级大齿轮键的选择和校核26轴上的栽荷27按弯扭合成应力校核轴的强度28精确校核轴的疲惫强度286 .润滑方式、润滑油牌号及
4、密封装置的选择307 .箱体结构的设计及零部件307.1 减速器的箱体3()7.2 零部件设计317.2.1 视孔盖和斑视孔317.2.2 放油螺塞317.2.3 油标327.2.4 327.2.5 起盖螺钉32定位销32吊钩327.3 减速器机体结构尺寸328 .小结34弁考文献35前K随着社会的发展和人民生活水平的提高，人们对产品的需求是多样化的，这就确定了将来的生产方式趋向多品种、小批量。在各行各业中特别广泛地运用着齿轮减速器，它是一种不行缺少的机械传动装置.它是机械设备的重要组成部分和核心部件。目前，国内各类通用减速器的标准系列己达数百个，基本可满意各行业对通用减速器的需求.国内减速器
5、行业流点骨干企业的产品品种、规格及参数覆盖的围近几年都在不断扩展，产品质量已达到国外先进工业国家同类产品水平，担当起为国民经济各行业供应传动装置配套的重任，部分产品还出口至欧美及东南亚地区，推动了中国装配制造业发展。1.系统总体方案设计1.1传动方案选择传动方式有以下几种，其优缺点如下：(1)带传动承载实力较低，在传递相同转矩时结构尺寸较啮合传动大:但带传动平槎，能吸振缓冲，应尽量置于传动系统的高速级：这样，转速较高，传递相同功率时的扭矩较小。(2)滚子链传动运转不匀称有冲击时，套筒滚子链不适于高速传动，宜布置在传动系统的低速级。(3)圆锥齿轮的模数增大后加工更为困难，一般应将其置于传动系统的
6、高速级，且对其传动比加以限制：但需留意当惟齿轮的速度过高时，其精度也需相应地提高，因此会增加制造精度要求和成本。(4)斜齿轮传动的传动平稳性较直齿轮好，相对地可用于高速级：开式齿轮传动一股，工作环境较差，润滑条件不良.故寿命较短，对外阴的紧凑性要求低于闭式传动，相对应布汽在低速级。(5)蜗杆传动的传动比大，承载实力较齿轮传动低，常布置在传动系统的高速级，以获得较小的结构尺寸和较裔的齿面滑动速度，易于形成流体动压润滑油膜，提高承载实力和传动效率U1.在以上几种传动方式齿轮传动是现代机械中应用最广的种传动形式，国内的减速器就多以齿轮传动、翅杆传动为主.它的主要优点是:瞬时传动比恒定、工作平稳、传动
7、精确牢驿，可传递空间随意两轴之间的运动和动力：适用的功率和速度范围广；传动效率高，n=o.92-0.98;工作牢靠、运用寿命长；外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器，用于原动机和工作机或执行机构之间匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。本次就可以选择齿轮减速器.通过对其工作原理进行分析，整理出了六种方案，详细如卜丁编号方案a带单级斜齿圆柱齿轮减速器b锥齿轮减速器-一开式齿轮C二级绽开式忸柱齿轮减速器d二级同轴式圆柱齿轮减速器e阴锥网柱齿轮减速器f单级期杆减速港1.2 工作机特征的分析由设计任务书可知：该减速箱用右带式运输机，工作速度不高（V=1.Ims）
8、.0周力不大（P=23OON）.因而传递的功率也不会太大。由于工作运输机工作平稳.转向不变,运用寿命不长（8年）,故减速箱尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂洵滑.要尽可能使减速制外形及体内零部件尺寸小.结构简洁紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高.综合以上论述，故此次选择编号为C的二级绽开式圆柱齿轮减速器。1.3 传动方案的拟定及说明依据设计任务书中已给定的传动方案及传动简图，分析其有优缺点如卜;优点：1）,斜齿圆柱出轮较直密圆柱齿轮传动平稳，承教实力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长运用寿命，故此减速器的两对尚轮均采纳斜齿.圆柱齿轮传动。（2）、高
9、速级齿轮布置在远离扭矩输入端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不匀称的现象。缺点：（1）、电动机干脆通过联轴器与齿轮轴连接，虽然通过弹性联轴器减震，但由电动机产生的振动对齿轮和轴承还是有一些影响，在肯定程度上降低了齿轮轴和轴承的运用寿命。（2）、齿轮相对轴和轴承不能时称分布，因而对抽的要求更高，给制造带来肯定麻烦。综上所述，这种传动方案的优点多,缺点少，I1.不是危急性的缺点，故这种传动方案是可行的。2.动力机选择2.1MMI率匕九:70.(X7r/minC.-2.53kW=0.85960,00011.=70,067r.ninXrRn3.14x300P
10、J=294SkW2=空丝1.I=253kWh1000100O2.2电动机出功率名其中总效率为=，7言RX，心型X，7立轮=09920.97,XO.982=0.859乜=21=21.=96()r/min11=!-=-=21.7.1.95rminq=960”min=217.195rminq=70.(1.63rminJ14.42na217.195.n=70.063rmnj,3.132各轴功率f=PdrJ1.n=2.9450.99=2.916kW玲=片彷=71.=2.9I6O.98O.97=2.772kW昂I=4/Uu=PnXkX-IMe=2.7720.90.97=2.635kW3.3 各糊$矩p29
11、45n=955Od=955OX上空=29.296N-m49607；=T701=29.2960.99=29.OO3NinTt1.1.1.1.=29.34.420.980.97=121.863Nm1.=t,71.11=121.8633.Ix0.98X0.97=359.112Nm4 .传动零件的设计计算4.1 高速级齿轮的设计I、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按图所示的传动方案，选用斜齿网柱齿轮传动。2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为4（）0（调防卜硬度为28OHBS：大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,二者材料硬度差为4
12、0HBS此4）选小齿轮齿数4=21,大齿轮齿数4=4.42x21=93,取Z2=935）选取螺旋角，初选螺旋角夕=M2、按齿面接触强度设计。=aroco21Cg20562,2=(21.x(tan31.(K-tan20.56r)493x(un23.491.o-ton20.562o)|/2/r=1.6356.=二anFjr三1.21o(1.4o)11三1.667什,吟卢詈-g+橙。加螺旋角系数Z。=JCOS夕=Je=0985吉图IO-2k1.得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲惫强度极限=60MPa,大齿轮的接触疲惫强度极限=55OMpa。按计算式计算应力循环次数%=60/=6O96O1.(283(X)
13、8)=2.2I2IO9M=3121.(Y=5(XMX4.42查图可选取接触疲惫寿命系数1.1.o92j=1.45取失效概率为1%，平安系数5=1，按计算式(10-12)得w1=AM位1.=092x6()=552MPa1.1.2=叫=1.45550=797.5Mpa取两者中较小的作为该齿轮副的接触疲惫许用应力，即4，K5,1.=552MPa1.z-31.411mm2)试竟小齿轮分度圆直径九，由计算公式得J2I329003.485.42f2.4331.89.8O.7O3O.985?M=31.41.1.mmI4.42I552)2)调整小齿轮分度圆直径计算圆周速度=1.578msvd1.1.nt31.
14、411.96060x10Oo-601000计算尚览=41.f=1.31.41.1=31.41Imm2)计莫教荷系数&查表可得运用系数心=1.依据y=1.578ms,7级精度，查表108可得动栽系数*=65,由表10查得K的值与直齿轮的相同,为1.417,1.=I故敕荷系数4=36.930mmk=k&ku*=1.1.0651.41.417=2.113按实际的敕荷系数校正所算得的分度例直径，按计算式得2.II2Vtt=36.93Omm计算模数/叫=.706mm=1.cosA=36930xcosI4=706mm,Z1213、按齿根弯曲强度设计。1）按计算式（10J7）试算,即J性叫cos/-“V色Z
15、E%I）确定公式内的各计骈数值、试选载荷系数KE=1.3计算弯曲疲惫强度的重合度系数忆h=arctan(tanACoSa,)=arctan(tan14os20.562)=13.14%=j/cos4=1635/cos：13.14o=1.724Yi=0.25+0.75/fov=0.25+0.75/1.724=0.685弯曲疲惫强度的螺旋角系数丫”34oy=I-Z1.-=I-1.667=0.805fi120o1200查表取应力校正系数1.=1.58,&=1.8。查表取齿形系数1.1.272,Yfa1.=29（线性插值法）查图10-2OC可得小齿轮的弯曲疲惫强度极限500Mpa,大齿轮的弯曲疲惫强度极
16、限/G=38()Mpa,查图可取弯曲疲惫寿命系数v=86,Sm=90计算弯曲疲惫许用应力，取弯曲疲惫平安系数S=1.4,按计算式(10-22)计算得1.=火,、QJo.86x500=307.143Mpa0.90x380244.286Mpa计算大、小齿轮的?并加以计算2.72x1.58=()1)|4307.143三244.286=016大齿轮的数值较大。2)试算齿轮模数%J21.329003.48X0.6850.805cos14().016=1.127mm=1.127mm2)调整齿轮模数I)计算实际载荷前的数据打算。计算圆周速度&=mf1.1.z1./cos/=1.12721.cos14o=24
17、.402mm=1.226ms乃x24.402x96060x1000一60x1000计算齿宽”b=M=1X24.402=24.402mm齿高h及宽高比b/h=2.25J=2.251.,1.27mm=2.537mmb24.402Ci-=9.6202.5372)计算实际载荷系数KF依据v=226ms,7级精度，查表10-8可得动我系数K1.1.(M?由表103查得齿间载荷安排系数KQ=U由表10-4查得的值为1.417.结合bh=9620查图10-13.mn=1.291nun则载荷系数为KF=KAK,KtuK,7,=1.1.0471.41.,33=1.9503)按实际载荷系数筑得的齿轮模数=1.I2
18、7%=%1.291min1.5取Zi=2511.jZ2=i1.Zt=4.4225i1.1.4、几何尺寸计算(1)计算中心距(Z.+Z,)n1,(25+111)x1.5.a=U=i-Z=105.123mm2cos/?2cos1.4将中心距圆整为=105mm实际数据为mv=1.5mna=I()5min力二13.729。Z1=25z2=H1b1.=454=40对比计终结果，由齿面接触疲惫强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲惫强度计算的法面模数，故取出=5,已可满意弯曲强度,但为门司时满意接触疲惫强度，需按接触疲惫强度算得的分度圆直径4=36.930,，“”来计算应有的齿数，于是有4COS/?_36.9
19、30XCOS14-1=OOv2)按圆整后的中心距修正螺旋角(Z+Zj”-arccos-2a空止3292105因夕但变更不多，故参数、JZ”等不必修正。3）计算大、小出轮的分度圆直径=38.603mmZ1.rn,251.5CoS4cos13.729.Z,W,11111.5Ir1.aCrd,=I71.3971111cos/ycos13.7294）计算齿轮宽度b=,1=1.38.603=38.603mm圆整后取4=45mm,a=40mm.5、圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，其各项系数均产生变更，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作实力。（1）齿面接触疲惫强度校核按前述类似做法，计算各
20、参数，其计算结果如下：K”=2.1157；=29003.48=IJ1=38.603i1.=4.42f1.=483.856MPa满意条件Z11=2.433Zf=I89.8Ze=0.657Zft=0.986V将其代入公式得%.用石必ZZ=辟笋懵附加。厮ImMW6满意齿面接触疲惫强度条件（2）齿根弯曲疲惫强度校核按前述类似做法，计算各参数，其计算结果如下：KF=I.9697；=29003.48,=11.=2.625,=2.18t=I13.066Ma106,517MPi1.满意条件Yia1.=1.6%=1.815Yc=0.678Yfi=0.777夕=3.729mn=.5，z1.=25将其带入公式计算得
21、2K,T1.Y1.,YJ.rfm,:2x1.三M29OB.4S16251.6O67XxO1.777c113.729p1.,nzjt,8Ncos1.3.729cF,i=F1.f1.1.an=502.656tan13.729=367.118N选取材料因为高速级要做成齿轮轴，故轴可以选用高速级小齿轮同样的材科，故选和的材料为4OCr,调质处理。计算轴的最小直径查表可取匕=45Mpa,故人=101.997Mpa为了满意半联轴器的轴向定位要求，I-H轴段右端需制出一轴肩,且端靛密封处毡圈为标准件，故取I1.山段的直径4m=25mm：半联轴器与轴协作的长度为52mm,故取故取1.1.1.1.=5()mm.
22、2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选单列角接触球轴承“参照工作要求并依据4向=25，由轴承产品书目中初步选取角接触球轴承7206C,其尺寸为d1.）B=30nn62nn16mm.故4”_川=35mm=47川/一Az段挡油环取其长为】6mm,KJ32mm03）/-。段右边有肯定位轴肩，故取4,=34mm,依据装配关系可定M=I30.5mm,为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取I.vi,=4mm.Z5.w=45mm。齿轮的齿顶圆直径为41.6mm.故1.v.i1=41.6mm。4）齿面和箱体内壁取a-10m11,轴承距箱体内壁的距离取s=10un.故右侧挡油环的长度为16三,则
23、4小=32mm.5）轴承端盖的总宽度应为38mm（由减速器和轴承端盖的结构设计而定），但考虑其太长，在前面加一节Iomm食筒，减小轴承端盖宽度，使其为28mm.依据轴承端萩的装拆及便于对轴承添加润滑版的要求，取轴承端盖的外端面与联轴器的右端面间的距离K20mm.故取Aw.tf,=58mm。（2）轴的草图方案IIUNVWWZI11(453）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采纳平键连接。由表杳得平键尺寸1.=6mn6mn45mn.键槽用键槽铳刀加工。半联轴器与轴的协作为H7k6滚动轴承与轴的周向定位是由过渡协作来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k5。4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计出
24、表15-2,取轴端倒角为C2,各轴肩处的圆角半径同样参考该表。5.1.5高速级轴承的校核(1)求两轴承受到的径向载荷品和上将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一FreFo*jFuVFeeTF-J-563.008x39.8-367.118x38.603/2F,.v=e-=97.509N小39.8+115.3155.1E，=465.479N同理Frtf1.=38O.686NFr,u=F1.f-F1.=1502.605-380.686=II2I.97INFri=J.J+KJ=97.5O9-+38O.6862=392.980N+=465.4792+1.1.21.97-=I214
25、.697N(2)求两轴承的计算轴向力外和Fq对于70000AC型轴承，轴承的派生轴向力乃=068xEF=392.98ONFr2=1214.6SNF1.i=0.68Fri=0.68392.980=267.227NFrn=0.68XFc-0.68I214.697=825.884NFar+F1,=367.118+825.994=1193.112N%故Fa1.=I193.II2N.;,=Fc=825.994N（3）求轴承的当量动载荷,和AF.,=II93.112N=825994NiJ93.112=30360.68对于轴承I&392.980上=幽巴=0.68对于轴承2七4.697查表可得径向载荷系数和轴
26、向我荷系数分别为:对于轴承俨二叫A。.对于轴承2第=1.X=O因为轴承运转中有稍微冲击，取力=1.1.=X(X1.1+1)=1.1.(0.4i392.980+0.87H93.1.1.2)=131.9.(M2Ng=6(X2+X1.)=1.1.X(IX4.6R+O)=I336.I67N1.t1.*60”60X960U336.167J“V=1319.O42N=I336.I67N故7206八C符合要求I1.5.1.6联轴器键的选择和校核高速轴上与联轴器相协作的轴上选择键连接，由于陕轴器在轴端部，故选用单圆头平键（C型）依据d=22mm,从表6“中查得键的截面尺寸为：宽度：/7=6mm高度：）=6mn,
27、由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：1.-45un键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得EooI2OMpa取其平均植，EJ=I1.OMpa=1.-=45-3=42mm键的工作长度2As77493.17h键和轮毅键槽的接触高度h=6mm40007,4000x29.003则,=hid=6x42x22=20.926MPa2.656x171.3972-121.86,2197i466n61.832+2IanaCoS夕(an20cos13.9820X2194.466=823.109NFuia=2I97.466N823.109NFmn,=546.422NFMf=Fun,van=2197.466Ian13.98
28、2=546.422N5.2.2 选取材料因为低速级小齿轮可以做成齿轮轴，故轴可以选用速级小齿轮同样的材料，故选轴的材料为40Cr,调质处理。5.2.3 计算轴的最小直径杳表可取用】=45MPa,故A=Io1.997MPa九=4J=1.01.997扁23.835mm轴的圾小直径处应为轴承处。5.2.4 轴的结构设计(I)依据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度I)初选滚动轴承7007AC.则其尺寸为：dDB=35mm62mn1.4rnn故=35mm.用挡油环定位轴承，低速级小齿轮与箱体内壁距离为Iomn1,挡油环用轴肩定位，故取,“=28mm,I-1I段右边有肯定位轴肩，故4m=45mm故左边挡油
29、环长为I4m.则,.1.1.=6mm2）低速级小齿轮齿顶圆直径为65.8mm,即rv=65.8mm,取齿宽为70mm,即1.,v_v=70nn3）V-W段轴长略短与其齿轮毅长，又毂长为40mm,故取ZVM=37mm,右边也用挡油环定位轴承和言速级大齿轮，I可时为了便于大齿轮的装拆，可制作一个锥度，故I.vii=37-5mn.Zayuw=2mm.V处有肯定位轴肩，轮致的孔径应大F轴承处，故依次可取Jn.v=48nn.Jv.1.7=4Omm4）在确定内壁时已确定C为IOmm,故GV=IOmm2）轴的草图方案高速级大齿轮的轴采纳一般平键A型连接。其尺寸为Jbh1.=1.2nn8nn32nn.齿轮与轴
30、的协作为H7r6,滚动轴承与轴的周向定位是过渡协作保证的，此外选轴的直径尺寸公差为k5。FSFr阳.BaEr38.2+Ej-(38.2+65)+fk.-=22?，38,265+50.7563三3S2+三JI8-823.1.09(38.2-65+546.422-382+6557=-358.IO8N同理EIM=I852.61INFCH=S44.512N/；=yF,iv2+F,t1.1.i=(-358.108)2+1852.6112=1886.9O4NF1.1.=1886.904N2=1847.114NF12=+=(-98.007)2+1844.512:=I847.II4N求两轴承的计算轴向力%和%
31、对于700OoAC型轴承，轴承的派生轴向力，=68xF1FS=0.68F,i=0.681886.904=1283.O95NFn=0.68;,三0.68x1847.114=1256.037NF1.,+Fd1.-F2e=546.422+1256.037-367.118=I435.342NFi11.故,1.=1435.342N.F,；=,=I256.037NF=I43S342NE=I256.O37NO68对于轴承38869O4工还1=0.68对于轴承2%1847.114查表可得径向载荷系数和轴向敕荷系数分别为：对于轴承IX1.oRAO和对于轴承2*2=,r-=因为轴承运转中有稍微冲击，取口/；=22
32、24.616N=2O3!.825N6=/，(X|+X5)=1.Ix(0411886.904+0.87X1435342)=2224.6I6Nn=(X22+K,a)=1.1.(1.1847.114+0)=2031.825N(4)验整轴承寿命额定工作时间为1.h=2830()8=384(X)h因为1.则有=441.31.6h1.t1.IOYCY10(8.5x10001.x-44131.6h校核合格”万)6096012224.616J故7007AC符合要求。5.2.6高速级大齿轮键的选择和校核中间轴上与大齿轮相协作的轴上选择键连接，选用单圆头平链（型）依据4=40m11,从表6-严中杳得键的截面尺寸为
33、：宽度：8=12mm高度：力=8mm,由轮毅宽度并参考键的长度系列，取键长）i:1.=32mm键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得b=072MPa取其平均植，%=I1.OMpa键的工作长度/=1.-8=32-12=2Omm键和轮毂键槽的接触高度力=8mm4000T4O21.63hid82O4O=76.1.64Mpa.ff76.IMMpa故合适。所以选用：健I2jn811n3211unGB/T1096-20035.3低速轴的设计低速轴受力4=2i94.466NH,=823.108NF1.e1.=546.422N低级大齿轮的分度圆直径为a=208.168mm依据作用力与反作用力可得1.=2194.46
34、6NF1.,=823.1O8NFtu=546.422N5.3.2选取材料低速轴可以采纳前面一样的材料，故选轴的材料为40Cr,调质处理。533计算轴的最小直径查表可取【0】二45MPa,故A=101.997MpaJmn=AP=101.997111=34.171mmW1.,Vn1.V70.()63轴的圾小直径明显是安装联轴涔处，为使d与联轴器相协作,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计鸵转知心二储岂.查表，考虑到转矩变更较小，故取KA=1.3,则:Tv=K=1.3359.112=466.845Nm依据计算转矩Te小于联轴器的公称转矩，I1.电动机伸出轴的轴径为38mm的条件，铿手册，选用WH6的滑
35、块联轴器，我公称转矩为500Nm.选择半联轴器孔径为35mm故八加二35mm,半联轴器与轴协作的长度为82nn.534轴的结构设计(1)依据轴向定位要求确定轴的各段直往和长度D为了满意半联轴器的轴向定位要求，M-1X轴段左端需制出一轴肩，且端盖密封处毡圈为标准件，故取Vn-V1.段的直径W=40mm:半联轴器与轴协作的K度为52mm,故取收取11j*=80mm.2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选单列角接触球轴承。参照工作要求并依据4，*“=40mm,由轴承产品书目中初步选取角接触球轴承7009AC,其尺寸为dDB=45nn75nn16mm.故吊”=35mm=d,VI-VM段挡油环取其长为I1.mm,则4,=30mm.3)VI-W段左边有肯定位轴肩，故取47,=52mm4)由装配关系可以定出大齿轮的装配位置，其轮毂宽度为62mm,由挡油环定位轴承和齿轮，取其长为2,Iran。为了使油环牢苑的压索齿轮，川V段应略短于轮毅宽度，且在轮毂处加上一个维度，便于齿轮装拆，故取1.i=59mm所以取1.1=41mm.1.HTa=2mm,d1.v=50m115）齿轮右侧靠轴环定位，故取1.,v.v=Iomm,4Vw=58mm6）轴承端盖的总宽度应为39
