垂直斗式提升机传动装置设计

本科毕业设计（论文）垂直斗式提升机传动装置设计本科毕业设计（论文）目录一、传动方案拟定3二、电动机选择4三、计算总传动比及分配各级的伟动比6四、运动参数及动力参数计算7.五、皮带轮传动的设计8六齿轮设计一高速级齿轮传动齿轮设计11二低速级齿轮传动齿轮设计16七、轴的设计I 轴的设计21II 轴的设计25III 轴的设计30八键联接的校核计算34九滚动轴承的校核计算36十减速器箱体的设计37本科毕业设计（论文）第二组：垂直斗式提升机传动装置1.设计条件：1)机械功用:由料斗把散状提升到一定高度.散状物料包括: 谷物,煤炭,水泥,砂石等；2)工作情况:单向工作,轻微振动;3)运动要求:滚筒转速误差不超过 7%;4)使用寿命:八年,每年 300 天,每天 16 小时；5)检修周期:半年小修,二年大修;6)生产厂型:中型机械制造厂；7)生产批量:中批生产。2.原始数据：滚筒圆周力 F=4000N；滚筒圆周速 V=1.3m/s；滚筒直径 D=350mm；一、传动方案拟定为了估计传动装置的总的传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 nw,即： V=*D*nw/（60*1000） n 筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为传动方案的原动机，因此传动装置的传动比约为 i=1421,n=71r/min本科毕业设计（论文）根据传动比值可初步拟定以二级传动为主的多种传动方案。根据所给的带式传动机构，可将减速器设计为二级展开式减速器。二、电动机选择1、电动机类型的选择： 根据工作条件和工作要求，先用一般用途的 Y（IP44 ）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率： 总 = 带 3 轴承 2 齿轮 联轴器 滚筒=0.960.9930.9720.990.96=0.833(2)电机所需的工作功率：P 工作= PW/ 总=FV/（1000 总）=40001.3/(10000.833)=6.243KW(3)电动机的额定功率 P 工作根据工作功率可以查知 Ped=7.5W 总 =0.833P 工 =6.24KW本科毕业设计（论文）(4)电动机的转速 n 电动机计算滚筒工作转速： V=*D*nw/（60*1000） n 筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min按手册 P7 表 1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围 Ia=36。取 V 带传动比 I1=24，则总传动比理时范围为 Ia=1896。故电动机转速的可选范围为 nd=Ian 筒 =（1896）71=127810224r/min符合这一范围的同步转速有 3000 和 1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：因此有二种传动比方案如下表：V=71 r/min本科毕业设计（论文）电动机转速方案电 动机 型号额定功 率同步满载质量总传动 比带传动比高速级I低速级I1 Y132S2-2 7.5 3000290070 40.853 4.5 3.032 Y132M-4 7.5 1500144081 20.283 3.383综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第 2 方案比较适合，则选n=1500r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选用传动比的要求，可选用 Y132M-4 型号电动机。其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速1440r/min，最在转矩 /额定转矩=2.3 ，质量 81kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i 总 =n 电动 /n 筒 =1441/71=20.2822、分配各级传动比1）据指导书，取带传动比为 2，低速级圆柱齿轮传动比为 3。2） i 总 = i 带 i 齿轮低 i 齿轮高i 总 =20.282本科毕业设计（论文）i 齿轮高 =i 总 /i 齿轮低 i 带 =20.282/(23)=3.38i 齿轮高/ i 齿轮低 =1.1261.1传动比分配合适。四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n0= n 电机=1440r/minnI= n0/i 带 =1440/2=720 r/minnII=nI / i 齿轮高 =720/3.38=213(r/min)nIII=nII/i 齿轮低 =213/3=71(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）P0= Ped=7.5KWPI= P0 带 =7.5 0.96=7.2KWPII=PI 齿轮 轴承=7.20.970.99=6.91416KWPIII=PII 轴承 齿轮=6.914160.970.99=6.6397KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）T0=9.55103P0/n0=9.551037.5/1440=49.74NmTI=9.55103PI/nI=9.551037.2/720n0=1440r/minnI=720 r/minnII=213r/minnIII =71r/minP0 =7.5KWPI=7.2KWPII=6.9142KWPIII=6.64KW本科毕业设计（论文）=95.5 NmTII=9.55103PII/nII=9.551036.91416/213=310 NmTIII=9.55103PIII/nIII=9.551036.6397/71=893.09 Nm项目 电动机轴高速轴低速轴低速轴转速（r/min）1440 720 213 71功率（kw）7.5 7.2 6.91 6.64转矩（Nm）49.74 95.5 310 893.09传动比 2 3.38 3五、皮带轮传动的设计已知：普通 V 带传动，电动机功率 P=7.5KW，转速N0=1440r/min，传动比为 i=2，每天工作 16 小时1.确定计算功率 PCA查表 8-7 可知工作情况系数 KA=1.3T0=49.7Nm TI=95.5NmTII=310NmTIII=893Nm 本科毕业设计（论文）PCA=KAP=1.37.5=9.75KW2. 选择普通 V 带截型根据 PCA 和 N0 由图 8-10 可知应选取 A 型带3确定带轮基准直径，并验算带速1）初选小带轮的基准直径，由表 8-6 和 8-8，取小带轮的基准直径 dd1=125mm2）验算带速V=（d d1N0）/（601000）=9.42m/s因为 5m/s1200（适用）5.确定带的根数1)计算单根 V 带的额定功率根据课本表（8-4a）P 0=1.92KW根据课本表（8-4b）P 1=0.17KW根据课本表（8-5）K=0.96根据课本表（8-2）K L=0.99由课本 P83 式（5-12）得Z=PCA/P=PCA/ (P1+P 1)KK L=9.75/(1.92+0.17) 0.960.99=4.665所以取 5 根 V 带。6计算单根 V 带的初拉力的最小值由课本表 8-3 查得 q=0.1kg/m，单根 V 带的最小初拉力：(F0) min=500PCA（2.5/K-1）/(ZV K)+qV 2=5009.75(2.5/0.96-1)/(59.420.96)+0.19.422N=163.13N7计算压轴力作用在轴承的最小压力 FpP0=1.92KWP1=0.17KWK=0.96KL=0.99Z =5(F0)min=163.13N本科毕业设计（论文）Fp=2ZF0sin 1/2=25163.13sin166.248/2=1619.57N六齿轮设计(一) 高速级齿轮传动齿轮设计已知：输入功率 PIII =7.2KW,小齿轮的转速 n1 =720r/min，传动比为 I=3.38，工作寿命 8 年，每天工作 16小时，每年 300 天，传动输送机轻微振动，单向工作。1选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88） 。3)材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40 Cr(调质)，硬度为 275HBS，大齿轮选用 45 钢（调质） ，硬度为Fp=1619.57N本科毕业设计（论文）240HBS 二者材料相差为 30HBS。4）选用小齿轮齿数为 Z1=25，则大齿轮的齿数为Z2=3.3825=84.5，取 Z2 =85。5）选用螺旋角：初选螺旋角为 =150 2按齿面接触疲劳强度设计由 d1t 确定有关参数如下：1)传动比 i=3.38实际传动比 I0=85/25=3.4, 传动比误差：(i-i 0)/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%=54mm2)计算圆周速度V=（d dtN0）/（601000）=2.04m/s3)计算齿宽系数 b 以及模数 mntb= dd1t=154=54mmmnt=(d1t*cos150)/ Z1=2.09h=2.25mnt=4.69mmb/h=11.5=550MPaN1=1.66109N2 =4.91108KHN1=0.90KHN2 =0.94=540MPa 2=517MPa=528.5MPaV=2.04m/sb=54mmmnt=2.09h=4.69mmb/h=11.5本科毕业设计（论文）4）计算纵向重合度=0.318 * d* Z1 *tan =0.318*tan150251=2.135)计算载荷系数 K使用系数 KA=1.25 ,根据 V=2.04m/s,7 级精度，K V=1.09由表 10-4 查得 KH =1.419 由表 10-13 查得 KF =1.32由表 10-3 查得 KH =KH =1.1K=KAKVKH KH =1.25*1.09*1.419*1.1=2.136)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d1=d1t（K/K t） 1/3 得d1=54（2.13/1.4 ） 1/3=62.11mm7)计算模数 mnmn= d1*cos / z1 =2.43.按齿根弯曲强度设计mn =(1) 确定参数1） 计算载荷系数K= KAKVKF KF =1.25*1.09*1.1*1.32=1.982)根据纵向重合度 ，由图 10-28 查得螺旋角影响系数Y =0.88=2.13KA=1.25KV=1.09KH=1.419KF=1.32KH= 1.1KH=1.1d1=62.11mmmn=2.4K=1.98Y=0.88本科毕业设计（论文）3)计算当量齿数ZV1=Z1/(cos )3=27.74ZV2=Z2/(cos )3=94.324)齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa根据齿数 Z1=25,Z2=85 由表 6-9 相得 YFa1=2.56 YSa1=1.607YFa2=2.19 YSa2=1.785)由图 10-20c 查知小齿轮弯曲疲劳强度 FE1 =520MPa,大齿轮的弯曲强度极限 FE2 =480MPa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 =0.88，K FN2 =0.916)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.5 F1= KFN1 FE1/S=0.88*520/1.5=293.33 F2= KFN2 FE2/S=0.91*480/1.5=291.28)计算大小齿轮的 YFaYSa/ F 并加以比较YFa1YSa1/ F=2.56*1.607/293.33=0.0014025YFaYSa/ F=2.19*1.78/291.2=0.013387小齿轮的数值大（2）设计计算mn对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面ZV1=27.74ZV2=94.32YFa1=2.56YSa1=1.607YFa2=2.19YSa2=1.78 FE1 =520MPa FE2 =480MPaS=1.5 F1=293.33 F2=291.2本科毕业设计（论文）模数 mn，取 mn=2mm 已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.1mm 来计算应有的齿数，于是Z1=d1 cos150/mn=62.1*cos150/2=29.99,取 Z1=30Z2=i*Z1=3.4*30=102,为了与小齿互质，取 Z2=1014几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z1+Z2)* mn/(2*cos )=(30+101)*2/(2*cos150)=135.62mm将其圆整为 a=136mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z1+Z2)* mn/(2*a) =arccos(30+101)*2/(2*136)= 15.5850由于改变不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮分度圆直径d1=Z1*mn/cos =30*2/cos150=62.12mm d2 = Z2* mn/cos =101*2/cos 150 =209.12mm (4)计算齿轮宽度B= dd1 =1*62.12=62.12mm经圆整后，取 B1=70mm,B2=65mm Z1=30Z2=101a=136mm= 15.5850d1=62.12mmd2 =209.mmB1=70mmB2=65mm本科毕业设计（论文）二低速级齿轮传动齿轮设计已知：输入功率 PII =6.91KW,小齿轮的转速 n1 =213r/min，传动比为 I=3.38，工作寿命 8 年，每天工作 16小时，每年 300 天，传动输送机轻微振动，单向工作。1选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88） 。3)材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40 Cr(调质) ，硬度为 275HBS，大齿轮选用 45 钢（调质） ，硬度为240HBS 二者材料相差为 30HBS。4）选用小齿轮齿数为 Z1=24，则大齿轮的齿数为Z2=324=72。2按齿面接触疲劳强度设计由 d1t 2.32确定有关参数如下：1)传动比 i=32)由课本表 10-7 取 d=0.83)选取载荷系数 Kt=1.34)由表 10-6 查知材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa1/25) 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 d=0.8Kt=1.3=本科毕业设计（论文）极限 =580MPa 和大齿轮的接触疲劳强度极限=500MPa6)计算两齿的循环次数N3 =60* n2* j* Lh=602131(163008)=5.53108N4= N3/3=2.31106由图 10-19 取疲劳寿命系数 KHN3=0.95，K HN3 =0.987）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1，由式（10-12 ）可知： 3=KHN3* /S=0.95580=551MPa3= KHN4* /S=0.98*500=490MPa=( 1+ 2)/2=(540+517)/2MPa=528.5MPa(2)计算1）试计算小齿轮分度圆直径 d1t ,由上述公式可得d3t=107.945mm2)计算圆周速度V=（d 3tN0）/（601000）=1.2m/s3)计算齿宽系数 b 以及模数 mntb= dd1t=0.8107.94=86.35mmmt=d3t/ Z1=107.94/24=4.4975580MPa=500MPaN3=5.53108N4=2.31106V=1.2m/sb=86.35mmmt=4.4975h=10.119mm本科毕业设计（论文）h=2.25mt=10.119mmb/h=8.5344)计算载荷系数 K使用系数 KA=1.25 ,根据 V=1.2m/s,7 级精度，K V=1.06由表 10-4 查得 KH =1.301 由表 10-13 查得 KF =1.26由表 10-3 查得 KH =KH =1K=KAKVKH KH =1.25*1.06*1.301*1=1.7245)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d3=d3t（K/K t） 1/3 得d1=107.945（1.724/1.3 ） 1/3=118.59mm6)计算模数 mnmt= d3/ z3 =4.943.按齿根弯曲强度设计mt=(1)确定参数1） 计算载荷系数K= KAKVKF KF =1.25*1.06*1*1.26=1.672)齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa根据齿数 Z3=24,Z4=72 由表 6-9 相得 YFa3=2.65 YSa3=1.58YFa4=2.236 YSa4=1.734b/h=8.534K=1.724d1=118.59mmmt=4.94K=1.67YFa3=2.65YFa4=2.236YSa3=1.58本科毕业设计（论文）3)由图 10-20c 查知小齿轮弯曲疲劳强度 FE3 =450MPa,大齿轮的弯曲强度极限 FE4 =410MPa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN3 =0.93，K FN4 =0.974)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F3= KFN1 FE1/S=0.93*450/1.5=298.93MPa F4= KFN2 FE2/S=0.97*410/1.5=284.07 MPa5)计算大小齿轮的 YFaYSa/ F 并加以比较YFa3YSa3/ F3=2.65*1.58/298.73=0.01401YFa4YSa4/ F4=2.236*1.754/284.07=0.01381（2）设计计算m= =3.157对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m，取 mn=4mm 已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=118.59mm 来计算应有的齿数，于是Z3=d3/m=118.59/4=30Z4=i*Z3=904几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z3+Z4)*m /2=(30+90)*4/2=240mmYSa4=1.734 FE4 =410MPaKFN3 =0.93KFN4 =0.97 F3=298.9MPa F4=284 MPaZ3=30Z4=90a=240mmd3=120mmd4 =360mm本科毕业设计（论文）（2）计算大小齿轮分度圆直径d3=Z3*m=30*4 =120mm d4 = Z4* m=90*4 =360mm (3)计算齿轮宽度B= dd3=0.8*120=100mm经圆整后，取 B4=96mm,B3=100mm 5大带轮结构设计如下图所示：七、轴的设计I 轴的设计已知：P I=7.2KW，n II=720r/min, TI =95.5 Nm, B4=96mmB3=100mm本科毕业设计（论文）B=70mm 1. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮直径为 d =62.12mm,Ft=2* TI/d=2*95.5*1000/62.12mm=3074.69NFr=Fttan =3074.69*tan200=1158.57N2. 初选轴的最小直径先按式 d=A。 ，选轴为 45 钢，调质处理。根据表15-3，取 A。=125，于是得（d min） =125* =26.93mm因为中间轴上开有键槽，所以应增大 7%，所以dmin =（d min） （1+7%）=28.32mm轴上的最小直径显然出现在轴承上。3轴的结构设计Ft=3074.7NFr=1158.6Ndmin =28.3mm本科毕业设计（论文）（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin=28.32mm,由轴承产品中初步选取 0 基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承 7207AC 轴承，其尺寸是dDB=3572117, 所以 dI-II=35mm即 dI-II=d -=35mm2）I-II 段左端要有一轴肩，故取 dII-III=32mm，右端用轴承档圈定位，搂轴端直径取档圈直径 D=35mm，由于皮带与轴的配合长度为 56mm，为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上，故取 LI-II=54mm。3）II-III 段的轴头部分 LII-III=50mmIII- 段部分 LIII-=35mm-段部分 L -=41mm-段部分 L -=41mma1=15mma2 =15mmS=8mm本科毕业设计（论文）4）取两齿轮齿面距箱体内壁 a1=15mm,两齿面距离为 a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁 S，取S=8mm,倒角 R=2mm5）轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。齿轮与轴之间的键选取 bh=8mm7mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。6）确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表 15-2，取轴端倒角为 2450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。4求轴上载荷载荷 水平面 垂直面Fax =1634 Fay =866.43Fbx =3175.2 Fby =-144.65支反力F（N）Fp=1734.5MH1 =95589.05 MV1 =50686.16弯矩M（Nmm）MH2 =154370.5 MV1 =-25097.07 ca=38 .4MPa本科毕业设计（论文）总弯矩（Nmm）M1 =108195.9 M2 =98828.98扭矩 TII =95500 Nmm5.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式 15-5 能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力： ca=38.4MPa首选材料为 40Cr，调质，由表 15-1 查 -1=70MPa因此 ca=A。 ，选轴为 45 钢，调质处理。根据表15-3，取 A。=118，于是得（d min） =118* =37.6mm因为中间轴上开有两面个键槽，所以应增大 7%，所以dmin =（d min） （1+7%）=40.232轴上的最小直径显然出现在轴承上。3轴的结构设计（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径dmin=40mm本科毕业设计（论文）1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的伯用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据 dI-II=40.232mm,由轴承产品中初步选取 0 基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承 9309AC 轴承，其尺寸是dDB=458518, 所以 dI-II=45mm即 dI-II=d -=45mm2)II-III 段的轴头部分 LII-III=50mmIII-段轴头部分 LIII-=54mm-段轴肩部分 L-=64mm-段部分 L-=54mm3）取两齿轮齿面距箱体内壁 a1=15mm,两齿面距离为 a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁 S，取S=10mm,倒角 R=2mm，B2=65mm.B1=100mm,L=2*R+B1+B2+2* a1+a2+2*S+2B=2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19=272mm4）轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。斜齿轮与轴之间的键选取 bh=16mm10mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为L=272mm本科毕业设计（论文）H7/n6；直齿轮与轴之间的键选取 bh=14mm9mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为 82mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。5）确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表 15-2，取轴端倒角为 2450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。4求轴上载荷载荷 水平面 垂直面FNH1 =4211.25 FNV1 =942.11支反力F（N） FNH2 =3920.65 FNV2 =178.11弯矩 MNH1 =-355859 MNV1 =-78120.25 ca=32.725MPa本科毕业设计（论文）M（Nmm）MNH2 =262683.2 MNV1 =11933.48总弯矩（Nmm）M1 =-364332.8167 M2 =262954.12扭矩 TII =310000 Nmm5.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式 15-5 能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力： ca=32.725MPa首选材料为 45 钢，调质，由表 15-1 查 -1=60MPa因此 ca=A。 ，选轴为 45 钢，调质处理。根据表15-3，取 A。=112，于是得（d min） =112* =50.835mm因为中间轴上开有键槽，所以应增大 7%，所以dmin =（d min） （1+7%）=52.36mm3轴上的最小直径显然出现在安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca=KAT3,查表 14-1 可知考虑到转矩变化很小，故取 KA=1.7，则Tca=1.7*893.69=1518.353NmKA=1.7Tca=1518.353NmL1=107mmLI-II=140mm本科毕业设计（论文）按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准 GB5014-85，选用 HLS 弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2000Nm，故取 dI-II=55mm,半联轴器长度 L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=107mm4轴的结构设计（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II 段右端制出一轴肩，故取 II-III 段 dII-III=62mm，左端用轴端档圈定位，按轴端直径取档圈直径 D=65nn，半联轴器与轴配合的毂孔 L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，帮 I-II 段的长度 L 略短一些，现取 LI-II=140mm。2）初步选用滚动轴承，因轴承中只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 dII-III=62mmm,由轴承产品中初步选取 0 基本游隙组，标准精度等级的深沟球轴承 6013,轴承，其尺寸是 dDB=6514018, 所a1=17mma2 =15mmS=8mmR=2mm本科毕业设计（论文）以 dIII-=65mm,LIII-=35mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，同手岫上查得 6013 开支轴承的定位轴肩高度 h=6mm，因此取 d-=77mm。3）取安装齿轮处的轴段 VI-VII 的直径 dVI-VII=70mm，齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 96mm，为了方便套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短于轮毂宽度，故取 LVI-VII=92mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故取 h=6mm，则轴环的 dV-VI=89mm。轴环宽度 b1.4h，取 LV-VI=12mm。4）取齿轮齿面距箱体内壁 a1=17mm,两齿面距离为a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁 S，取S=8mm,倒角 R=2mm。 5）轴上零