二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计.doc

1、术学院毕 业 设 计题目 二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计 系别 机电工程系 专业 机电一体化技术 班级 机电 4 班 姓名 学号 指导教师 日期 20 年 9 月 济源职业技术学院毕业设计 设计任务书设计题目：二级圆锥-圆柱齿轮减速器设计设计要求：运输带拉力F(KN)运输带速度V(m/s)卷筒径D（mm）使用年限（年）6000 0.9 300 10设计卷扬机传动装置中的两级圆锥-圆柱齿轮减速器。该传送设备的传动系统由电动机减速器运输带组成。轻微震动，单向运转，在室内常温下长期连续工作。设计进度要求：第一周：熟悉题目，收集资料，理解题目，借取一些工具书。第二周：完成减速器的设计及整理计算的数据，为

2、下步图形的绘制做准备。第三周：完成了减速器的设计及整理计算的数据。第四周：按照所计算的数据，完成 CAD 零部件图的的绘制。第五周：对上周工作进行检查及修改。第六周：根据设计和图形绘制过程中的心得体会撰写论文，完成了论文的撰写。第七周：修改、打印论文，完成。指导教师（签名）： 济源职业技术学院毕业设计 I摘 要减速器是各类机械设备中广泛应用的传动装置。减速器设计的优劣直接影响机械设备的传动性能。 减 速 器 是 原 动 机 和 工 作 机 之 间 的 独 立 的 闭 式 传 动 装 置 ， 用 来 降 低 转 速 和增 大 转 矩 ， 以 满 足 工 作 需 要 ， 在 某 些 场 合 也 用

3、 来 增 速 ， 称 为 增 速 器 。选 用 减 速 器 时 应 根 据 工 作 机 的 选 用 条 件 ， 技 术 参 数 ， 动 力 机 的 性 能 ， 经济 性 等 因 素 ， 比 较 不 同 类 型 、 品 种 减 速 器 的 外 廓 尺 寸 ， 传 动 效 率 ， 承 载 能 力 ，质 量 ， 价 格 等 ， 选 择 最 适 合 的 减 速 器 。 减 速 器 的 类 别 、 品 种 、 型 式 很 多 ， 目 前 已 制 定 为 行 （ 国 ） 标 的 减 速 器 有40余 种 。 减 速 器 的 类 别 是 根 据 所 采 用 的 齿 轮 齿 形 、 齿 廓 曲 线 划 分 ；

4、 减 速 器 的品 种 是 根 据 使 用 的 需 要 而 设 计 的 不 同 结 构 的 减 速 器 ； 减 速 器 的 型 式 是 在 基 本结 构 的 基 础 上 根 据 齿 面 硬 度 、 传 动 级 数 、 出 轴 型 式 、 装 配 型 式 、 安 装 型 式 、联 接 型 式 等 因 素 而 设 计 的 不 同 特 性 的 减 速 器 。 与 减 速 器 联 接 的 工 作 机 载 荷 状 态 比 较 复 杂 ， 对 减 速 器 的 影 响 很 大 ， 是 减速 器 选 用 及 计 算 的 重 要 因 素 ， 减 速 器 的 载 荷 状 态 即 工 作 机 （ 从 动 机 ） 的

5、 载 荷状 态 ， 通 常 分 为 三 类 ： 均 匀 载 荷 ; 中 等 冲 击 载 荷 ; 强 冲 击 载 荷 。济源职业技术学院毕业设计 II目 录1 传动装置总体设计 11.1 传动方案的拟定 .12 电动机的选择 22.1 选择电动机的类型 .22.2 选择电动机功率 .22.3 确定电动机转速 .23 传动比的计算及分配 43.1 总传动比 .43.2 分配传动比 .44 传动装置运动、动力参数的计算 54.1 各轴转速 .54.2 各轴功率 .54.3 各轴转矩 .55 传动件的设计计算 65.1 高速级锥齿轮传动的设计计算 .65.1.1 选择材料、热处理方式和公差等级 65.

6、1.2 初步计算传动的主要尺寸 65.1.3 确定传动尺寸 75.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度 75.1.5 计算锥齿轮传动其他几何尺寸 95.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 .95.2.1 选择材料、热处理方式和公差等级 95.2.2 初步计算传动的主要尺寸 95.2.3 确定传动尺寸 .115.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度 .135.2.5 计算齿轮传动其他几何尺寸 .146 齿轮上作用力的计算 .156.1 高速级齿轮传动的作用力 156.2 低速级齿轮传动的作用力 157 减速器装配草图的设计 .178 轴的设计和计算 .18济源职业技术学院毕业设计 III8.1 高速轴的设计与计算

7、 188.1.1 已知条件 .188.1.2 选择轴的材料 .188.1.3 初算轴径 .188.1.4 结构设计 .188.1.5 键连接 .218.1.6 轴的受力分析 .218.1.7 校核轴的强度 .228.1.8 校核键连接的强度 .238.2 中间轴的设计与计算 238.2.1 已知条件 .238.2.2 选择轴的材料 .238.2.3 初算轴径 .238.2.4 结构设计 .248.2.5 键连接 .258.2.6 轴的受力分析 .258.2.7 校核轴的强度 .288.2.8 校核键连接的强度 .298.3 低速轴的设计计算 298.3.1 已知条件 .298.3.2 选择轴的

8、材料 .298.3.3 初算轴径 .298.3.4 结构设计 .298.3.5 键连接 .328.3.6 轴的受力分析 .328.3.7 校核轴的强度 .338.3.8 校核键连接的强度 .349 减速器箱体的结构尺寸 .3510 润滑油的选择与计算 3711 装配图和零件图 3811.1 附件设计与选择 .3811.2 绘制装配图和零件图 .38结 论 .39致 谢 .40济源职业技术学院毕业设计 IV参考文献 .41济源职业技术学院毕业设计 01 传动装置总体设计1.1 传动方案的拟定传动简图如下：图 1.1 减速器系统简图由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为型砂运输

9、设备。减速器为展开式圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用深沟球轴承。联轴器 2 选用凸缘联轴器，8 选用齿形联轴器。济源职业技术学院毕业设计 12 电动机的选择2.1 选择电动机的类型根据用途选用 Y 系列三相异步电动机2.2 选择电动机功率输送带功率为Pw=Fv/1000=6000*0.9/1000 Kw=5.4Kw查表 2-1，取一对轴承效率 轴承 =0.99，锥齿轮传动效率 锥齿轮 =0.96，斜齿圆柱齿轮传动效率 齿轮 =0.97，联轴器效率 联 =0.99，得电动机到工作机间的总效率为总 = 4 轴承 锥齿轮 齿轮 2 联 =0.994*0.96*0.97*0.992=0.88电动机

10、所需工作效率为P0= Pw/ 总 =5.4/0.88 Kw=6.1Kw根据表 8-2 选取电动机的额定工作功率为 Ped=7.5Kw2.3 确定电动机转速输送带带轮的工作转速为nw=(1000*60V)/d=1000*60*0.9/*300r/min=57.32r/min由表 2-2 可知锥齿轮传动传动比 i 锥 =23，圆柱齿轮传动传动比 i 齿=36，则总传动比范围为I 总 =i 锥 i 齿 =23*(36)=618电动机的转速范围为n0=nwI 总 57.32*(618)r/min=343.921031.76r/min由表 8-2 知，符合这一要求的电动机同步转速有 750r/min 和

11、1000r/min，考虑到 1000r/min 接近其上限，所以本例选用 750r/min 的电动机，济源职业技术学院毕业设计 2其满载转速为 720r/min,其型号为 Y160L-8济源职业技术学院毕业设计 33 传动比的计算及分配3.1 总传动比i=nm/nw=720/57.32=12.563.2 分配传动比高速级传动比为i1=0.25i=0.25*12.56=3.14为使大锥齿轮不致过大，锥齿轮传动比尽量小于 3，取 i1=2.95低速级传动比为i2=i/i1=12.56/2.95=4.26济源职业技术学院毕业设计 44 传动装置运动、动力参数的计算4.1 各轴转速n0=720r/mi

12、nn1=n0=720r/minn2=n1/i1=720/2.95r/min=244.07r/minn3=n2/i2=244.07/4.26r/min=57.29r/minnw=n3=57.29r/min4.2 各轴功率Pw=p3 3-w=p3 轴承 联 =5.51*0.99*0.99kw=5.4kwp1=p0 联 =6.1*0.99kw=6.04kwP2=p1 1-2=p1 轴承 锥齿 =6.04*0.99*0.96kw=5.74kwP3=p2 2-3=p2 轴承 直齿 =5.74*0.99*0.97kw=5.51kw4.3 各轴转矩T0=9550p0/n0=9550*6.1/720Nmm=8

13、0.91NmT1=9550p1/n1=9550*6.04/720Nmm=80.11NmT2=9550p2/n2=9550*5.74/244.07Nmm=224.6NmT3=9550p3/n3=9550*5.51/57.29Nmm=918.41NmTw=9550pw/nw=9550*5.4/57.29Nmm=900.16Nm济源职业技术学院毕业设计 55 传动件的设计计算5.1 高速级锥齿轮传动的设计计算5.1.1 选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，大、小锥齿轮均选用 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=217255，HBW 2

14、=162217.平均硬度 HBW1=236，HBW 2=190.HBW1-HBW2=46.在 3050HBW 之间。选用 8 级精度。5.1.2 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计。其设计公式为d1 3 2)5.01(8./4RRHEZkT1)小齿轮传递转矩为 T1=801102)因 v 值未知，Kv 值不能确定，可初步选载荷系数 Kt=1.33)由表 8-19，查得弹性系数 ZE=189.8 Mpa4)直齿轮，由图 9-2 查得节点区域系数 ZH=2.55)齿数比 =i=2.956)取齿宽系数 =0.3R7)许用接触应力可用下式公式HNHSZ/lim由图

15、 8-4e、a 查得接触疲劳极限应力为 papaHH390,5802lim1lim小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N1=60n1aLh=60*720*1*2*8*250*10=1.728*109N2=N1/i1=1.728*109/2.95=5.858*108由图 8-5 查得寿命系数 ZN1=1，Z N2=1.05；由表 8-20 取安全系数 SH=1，则有 MpaSZHNH .4091/3*0./82lim211 济源职业技术学院毕业设计 6取 MpaH5.409初算小齿轮的分度圆直径 d1t,有3 21)5.01(8./4RRHEt ZkTd m96.10)3.051(9.23085.

16、 49/8143 25.1.3 确定传动尺寸（1）计算载荷系数 由表 8-1 查得使用系数 KA=1.0，齿宽中点分度圆直径为Dm1t=d1t(1-0.5 )=100.96*(1-0.5*0.3)mm=85.82mmR故 vm1=d m1tn1/60*100=*85.82*720/60*100m/s=3.23m/s由图 8-6 降低 1 级精度，按 9 级精度查得动载荷系数 Kv=1.24，由图 8-7查得齿向载荷分配系数 K=1.13，则载荷系数 K=KAKvK=1.0*1.24*1.13=1.4(2）对 d1t进行修正 因 K 与 Kt 有较大的差异，故需对 Kt 计算出的 d1t进行修正

17、 ，即d1= 100.96 =103.49mm31tt 3.14（3）确定齿数 选齿数 Z1=23，Z2=uZ1=2.95*23=67.85，取 Z2=68,则u=68/23=2.96, ,在允许范围内%3.095.26（4）大端模数 m ，查表 8-23，取标准模数 m=5mmmZd491（5）大端分度圆直径为d1=mZ1=5*23mm=115mm103.49d2=mZ2=5*68mm=340mm(6)锥齿距为 R= mu65.17996.5122 （7）齿宽为 b= =0.3*179.65mm=53.895mmR取 b=55mm5.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度济源职业技术学院毕业设计 7（

18、1） FNSYlim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，故齿根弯曲疲劳强度条件为SFRtbmKF)5.01(8.（2）K、b、m 和 同前R（3）圆周力为Ft= NdTR 1.639).051(82)5.01(2（4）齿形系数 YF和应力修正系数 YS3201.96.21cos47221 u即当量齿数为4.2130.68cos.7.212Zv由图 8-8 查得 YF1=2.65,YF2=2.13，由图 8-9 查得 YS1=1.58，Y S2=1.88许用弯曲应力济源职业技术学院毕业设计 82122112lim219.458.6384

19、. )3.05(85086.39. 35.7012.liFSFFRSFtFNFMpaYpabYKMpaY5.1.5 计算锥齿轮传动其他几何尺寸ha=m=5mmhf=1.2m=1.2*5mm=6mmC=0.2m=0.2*5mm=1m 3.7196.2arcos1arcos2.8.122uda1=d1+2mcos =115+2*5*0.9474mm=124.474mm1da2=d2+2mcos =340+2*5*0.3201mm=343.201mm2df1=d1-2.4mcos =115-2.4*5*0.9474mm=103.631mm1df2=d2-2.4mcos =340-2.4*5*0.32

20、01mm=336.159mm25.2 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算5.2.1 选择材料、热处理方式和公差等级大、小锥齿轮均选用 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=217255，HBW 2=162217.平均硬度HBW1=236，HBW 2=190.HBW1-HBW2=46.在 3050HBW 之间。选用 8 级精度。5.2.2 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计。其设计公式为济源职业技术学院毕业设计 9233 )(12HERZukTd1) 小齿轮传递转矩为 T3=2246002) 因 v 值未知，Kv 值不能确定

21、，可初步选载荷系数 Kt=1.43) 由表 8-19，查得弹性系数 ZE=189.8 Mpa4) 初选螺旋角 ，由图 9-2 查得节点区域系数 ZH=2.46125) 齿数比 =i=4.266) 查表 8-18，取齿宽系数 =1.1R7) 初选 Z3=23，则 Z4=uZ3=4.26*23=97.98，取 Z4=98，则端面重合度为cos)413(2.81= 12cs)982(.=1.67轴向重合度为 71.2tan31.8.0tan318.0 Zd由图 8-13 查得重合度系数 75.Z8） 由图 11-2 查得螺旋角系数 Z =0.999） 许用接触应力可用下式计算HNHS/lim由图 8

22、-4e、a 查得接触疲劳极限应力为 papaH390,5802lim1li 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为N3=60n2aLh=60*244.07*1*2*8*250*10=5.86*109N4=N3/i2=5.86*109/4.26=1.38*108由图 8-5 查得寿命系数 ZN3=1.05，ZN4=1.13；由表 8-20 取安全系数SH=1.0，则有济源职业技术学院毕业设计 10 MpaSZHH7.401/39*./65804lim4333 取 Mpa7.0初算小齿轮的分度圆直径 d3t，得233 )(12HERt ZukTd=3 22)7.40(6.1)9.05.840. =77

23、.553mm5.2.3 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 =0.99m/s，由图 8-6 查得动载荷系smndvt /1067.2453.710623数 Kv=1.1，由图 8-7 查得齿向载荷分配系数 K =1.11，由表 8-22 查得齿向载荷分配系数 K =1.2，则载荷系数为K=KAKvK K =1.0*1.1*1.11*1.2=1.45（2）对 d3t进行修正 因 K 与 Kt 有较大的差异，故需对 Kt 计算出的 d3t进行修正，即=78.465mm334.15.7tt(3) 确定模数 mnmn= mZd3.23cos65.8cos3 按

24、表 8-23，取 mn=4mm（4）计算传动尺寸 中心距为=247.4mmmzan12cos)983(4cos2)(3济源职业技术学院毕业设计 11取整， ma250螺旋角为534.120)983(4)(rcos3azn因 值与初选值相差较大，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，端面重合度为cos)413(2.81Z= 534.1cs)982(.=1.65轴向重合度为 08.2534.1tan2.318.0tan318.0 zd由图 8-3 查得重合度系数 ，由图 11-2 查得螺旋角系数 Z =0.98478.0Z233 )(2HERtukTd3 22)

25、7.40(6.1)984.0389405.1=77.845mm因 =0.99m/s，由 图 8-6 查smndvt /0.85.716023得动载荷系数 Kv=1.1，载荷系数 K 值不变 mn=Zd28.3234.cos845.7cos3 按表 8-23，取 mn=4mm，则中心距为mzan 25034.1cos2)98(cos)(43 螺旋角为济源职业技术学院毕业设计 12534.120)983(42)(arcos3zmn修正完毕，故mzdn 0.9534.1cos33zmdn 95.0534.1cos9844 b4=105mm， 取mbd.3b3=110mm， 取)0(45.2.4 校核

26、齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为FSFnFYdbmkT321）K、T3、mn 和 d3 同前2）齿宽 b=b3=105mm3）齿形系数 YF 和应力修正系数 YS。当量齿数为4.253.1cos3zv08.49s334zv由图 8-8 查得 YFS=2.61，YF4=2.23；由图 8-9 查得 YS3=1.59，YS4=1.814）由图 8-1 查得重合度系数 72.0Y5）由图 11-23 查得螺旋角系数 856）许用弯曲应力为FNSYlim由图 8-4f、b 查得弯曲疲劳极限应力 Mpa1702154Flim3lim，paF济源职业技术学院毕业设计 13由图 8-11 查得寿命系数

27、 YN3=YN4=1，由表 8-20 查得安全系数 SF=1.25，故MpaSYFN17225.13lim3 F36.04li4YdbmkTSnF332= Mpa875.0259.16204.951. =42.66Mpa23.98+23.98*（0.030.05）mm=24.725.2mm查表 9-8 得 C=106135，取中间值 C=118，则mnpCd98.23704.618mi33轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大 3%5%，轴端最细处直径8.1.4 结构设计（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。

28、按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计（2）联轴器与轴段 1 轴段 1 上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所联接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表 8-37，取载荷系数 KA=1.5，计算转矩为Tc=KAT1=1.5*80110Nmm=120165Nmm由表 8-38 查得 GB/T5014-2003 中的 LX2 型联轴器符合要求：公称转矩为560Nmm，许用转速 6300r/min，轴孔范围为 2035mm。考虑到 d125.2mm，取济源职业技术学院毕业设计 18联轴器孔直径为 28mm，轴孔长度 L 联=62mm，Y 型轴孔，A 型键，联轴

29、器从动端代号为 LX2 28*62GB/T50142003，相应的轴段 的直径 d1=28mm。其长度略 1小于孔宽度，取 L1=60mm(3) 轴承与轴段 和 的设计 在确定轴段 的轴径时，应考虑联轴器的轴向 2 4 2固定及密封圈的尺寸。 若联轴器采用轴肩定位，轴肩高度 h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*30mm=2.13mm。轴段 的轴径 d2=d1+2*(2.13） 2mm=34.136mm，其值最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于 3m/s，可选用毡圈油封，查表 8-27 初选毡圈 35JB/ZQ46061997，则 d2=35mm，轴承段直径为 40mm，经过计算

30、，这样选取的轴径过大，且轴承寿命过长，故此处改用轴套定位，轴套内径为 28mm，外径既要满足密封要求，又要满足轴承的定位标准，考虑该轴为悬臂梁，且有轴向力的作用，选用圆锥滚子轴承，初选轴承30207，由表 9-9 得轴承内径 d=35mm，外径 D=72mm，宽度B=17mm，T=18.25mm，内圈定位直径 da=42mm，外径定位 Da=65mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离 a2=15.3mm，故 d2=35mm，联轴器定位轴套顶到轴承内圈端面，则该处轴段长度应略短于轴承内圈宽度，取 L2=16mm。该减速器锥齿轮的圆周速度大于 2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到导油沟内流入轴

31、承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则 d4=35mm，其右侧为齿轮 1 的定位轴套，为保证套筒能够顶到轴承内圈右端面，该处轴段长度应比轴承内圈宽度略短，故取 L4=16mm（4） 轴段 的设计 该轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位 3轴肩直径，即 d3=42mm，该处长度与轴的悬臂梁长度有关，故先确定其悬臂梁长度齿轮与轴段 的设计 轴段 上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段采用悬臂 5 5结构，d5 应小于 d4，可初定 d5=32mm 小锥齿轮齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离 M 由齿轮的结构确定，由于齿轮直径比较小，采用实心式，由图上量得 M=32.9mm，锥齿轮大端侧

32、径向端面与轴承套杯端面距离取为 ，轴m10承外圈宽边侧距内壁距离，即轴承套杯凸肩厚 C=8mm，齿轮大端侧径向端面与轮毂右端面的距离按齿轮结构需要取为 56mm，齿轮左侧用轴套定位，右侧采用济源职业技术学院毕业设计 19轴端挡圈固定，为使挡圈能够压紧齿轮端面，取轴与齿轮配合段比齿轮毂孔略短，差值为 0.75mm，则L5=56+ +C+T-L4-0.75=（56+10+8+18.25-16-0.75）mm=75.5mm1（5） 轴段 1 与轴段 3 的长度 轴段 1 的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承端盖等零件有关。由表 4-1 可知，下箱座壁厚=0.025a+3mm=0.025*250+3m

33、m=9.25mm，取壁厚 ， m0R+a=179.65+250=329.65mm23.98+23.98*（0.030.05）mm=24.725.2mm8.2.4 结构设计轴的结构构想如图 5 所示(1) 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器发热小，轴不长，故 轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计(2) 轴段 及轴段 的设计 该轴段上安装轴承，此段设计应与轴承的选择 1 5设计同步进行。考虑到齿轮上作用较大的轴向力和圆周力，选用圆锥滚子轴承。轴段 及轴段 上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。 1 5根据 dmi

34、n=31.52mm，暂取轴承 30207，由表 9-9 得轴承内径 d=35mm，外径D=72mm，宽度 B=17mm，内圈定位直径 da=42mm，外径定位 Da=62mm，轴上力作用点与外圈大端面的距离 a3=15.3mm，故 d1=35mm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则 d5=35mm（3）齿轮轴段 与轴段 的设计 轴段 上安装齿轮 3，轴段 上安装齿轮 2 4 2 42。为便于齿轮的安装，d 2和 d4应略大于 d1和 d5，此时安装齿轮 3 处的轴径可选为 38mm，经过验算，其强度不满足要求，可初定 d2=d4=42mm由于齿轮的直径比较小，采用实心式，其右端采用轴肩定位，

35、左端采用套筒固定，齿轮 2 轮廓的宽度范围为（1.21.5） ，d 4=50.463mm，取其轮毂宽度 ，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶ml54到齿轮端面，轴段 长度应比齿轮 2 的轮毂略短，b3=110mm，故取 2L2=108mm，L 4=50mm（4）轴段 的设计 该段位中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围 3为（0.070.1)d 2=2.944.2mm，取其高度 h=3mm，故 d3=48mm齿轮 3 左端面与箱体内壁距离和齿轮 2 的轮毂右端面与箱体内壁的距离军取为 ，且使箱体两内侧壁关于高速轴轴线对称，量得起宽度为1Bx=193.92mm，取 Bx=194mm，则轴段 的长度为 3=194-53-2*10-110mm=12mm31432bLx此时锥齿轮没有处在正确安装位置，在装配时可以调节两端盖下的调整垫片使其处与正确的安装位置