用于带式运输机的同轴式二级圆柱齿轮减速器

目录

1)前言----------------------------------------------------------------------------------------------------------------------1

2)设计任务书------------------------------------------------------------------------------------------------------------2

3)传动方案的拟定及说明--------------------------------------------------------------------------------------------3

4)电动机的选择---------------------------------------------------------------------------------------------------------3

5)传动装置的运动和动力参数的计算---------------------------------------------------------------------------5

6)传动件的设计计算--------------------------------------------------------------------------------------------------6

7)轴的结构设计及强度校核计算--------------------------------------------------------------------------------13

8)滚动轴承的选择和寿命计算------------------------------------------------------------------------------------25

9)键的选择和校核----------------------------------------------------------------------------------------------------27

10)联轴器的选择-------------------------------------------------------------------------------------------------------28

11)箱体的结构及其附件的设计-----------------------------------------------------------------------------------28

12)润滑和密封的设计------------------------------------------------------------------------------------------------29

13)设计小结--------------------------------------------------------------------------------------------------------------30

14)参考资料--------------------------------------------------------------------------------------------------------------30

一．前言

机械课程设计是考察学生全面掌握机械设计基础知识的主要环节，将“机械原理课程设计”和“机械设计课程设计”的内容体系有机整合为一个新的综合课程设计体系，使机械运动方案设计、机械运动尺寸设计、机械传动强度设计、零部件结构设计及现代设计方法应用等内容有机结合，培养学生的机械系统设计意识、现代设计意识和创新意识以及提高学生在设计、绘图等的综合能力，培养学生的专业素质。本次课题为设计一单级圆锥齿轮减速器，减速器是用于电动机和电动机之间独立的闭式传动装置。课程设计的主要内容包括:设计题目，传动效率的计算，电机的选择，传动装置的运动及动力参数的计算，轴和轴承的选择及相关计算，键的选择与校核，联轴器的选择，箱体结构设计，润滑和密封的设计等。课程设计的目的：

1、综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；

2、学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计

能力、分析问题及解决问题的能力；

3、提高学生在计算、制图、运用设计资料（手册、图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方

面的基本技能和机械CAD技术。

具体任务：

1、传动方案的分析和拟定；

2、电动机的选择，传动装置的运动和动力参数的计算；

3、传动件的设计（齿轮传动、锥齿传动）；

4、轴的设计（所有轴的结构设计，低速轴的弯、扭组合强度校核及安全系数校核）；

5、轴承的设计（所有轴承的组合设计，低速轴上轴承的寿命计算）；

6、键的选择及强度校核；

7、减速器的润滑与密封；

8、减速器装配图设计（箱体、箱盖、附件设计等）

9、零件工作图设计；

二．设计任务书【设计一用于带式运输机上的同轴式二级圆柱齿轮减速器。】1.总体布置简图

2.工作情况

工作平稳，单向运转

3.原始数据

4.设计内容

1)电动机的选择与参数计算

2)传动部分设计计算

3)轴的设计

4)滚动轴承的选择

5)键和联轴器的选择与校核

6)装配图、零件图的绘制

7)设计计算说明书的编写

5.设计任务

1） 减速器装配图一张（1号图幅）

2） 零件工作图2张（3号图幅2张绘制输出轴及其上齿轮工作图各一张） 3） 设计计算说明书一份

三． 传动方案的拟定及说明

1. 传动方案：V 带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱

2. 特点：采用V 带可起到过载保护作用；减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致

相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。

3. 说明如下：

为了估计传动装置的总传动比范围，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

一般常选用同步转速为1000min r 或1500min r 的电动机作为原动机。

四． 电动机的选择

1. 电动机类型和结构的选择

按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132S-4系列三项异步电动机，它为卧室封闭结构。

2. 电动机容量的选择

1） 卷筒轴的输出功率P Ｗ

kW v

D T

Fv P w 61000

75.0350.014002100021000=??===

2） 电动机输出功率P d

传动装置的总效率542

3321ηηηηηη????=

式中955.01=η——V 带传动效率；

9875.02=η——轴承传动效率（球轴承）；

η

W

d p P =

97.03=η——齿轮的传动效率，齿轮精度8级； 9925.04=η——弹性联轴器传动效率

955.05=η——卷筒轴滑动轴承的传动效率；

则82015

.0955.09925.097.09875.0955.023≈????=η

故kW

P P w

d 3157.782015

.06

==

=

η

3） 电动机额定功率ed P

查表，选取电动机额定功率kW

P ed

5.7=

3.电动机转速的选择

查表得V 带传动常用传动比范围42'1～=i ；两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围608'2～=i 则电动机转速可选范围为m in

/9827655'''21r i i n n w d ～=??=

可见同步转速为750r/min 、1000r/min 、1500r/min 和3000r/min 的电动机均符合。这里初选同步转速 分别为1000r/min 和1500r/min 的两种电动机进行比较,如下表所示：

由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小，且比价低。

因此，采用方案1，选定电动机型号为Y132M-4。

3. 电动机的技术数据和外形、安装尺寸

查表得出出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。

五． 传动装置的运动和动力参数的计算

1.传动装置总传动比

168.359463.401440===

w m n n i

2.分配各级传动比

取V 带传动的传动比5.21=i ，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为：

067.145.2168

.35132===

?i i i i

75

.332==i i

所得32i i ?符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围

3.各轴转速

电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，中速轴为Ⅱ轴，低速轴为Ⅲ轴，各轴转速为

4.各轴输入功率

按电动机额定功率ed P 计算各轴输入功率，即

kW P P kW P P kW

P P kW

P P ed 5718.697.09875.08608.68608.697.09875.01625.71625.7955.05.75.732Ⅱ

Ⅲ32ⅠⅡ10Ⅰ0=??===??===?====ηηηηη

min /96.4075

.36.153min /6.15375

.3576min

/5765.21440min /14403ⅡⅢ2ⅠⅡ1

0Ⅰ0r i n n r i n n r i n n r n n m ===

===

=====

5.各轴转矩

m N n P T m N n P T m N n P T m N n P T ?=?==?=?==?=?==?=?==24.153296

.405718

.695509550

57.4266.1538608.695509550

75.1185761625.795509550

74.4914405

.795509550ⅢⅢⅢⅡⅡ

ⅡⅠⅠ

Ⅰ000

总结：

六． 传动件的设计计算

1. V 带传动设计计算

1）确定计算功率

由于是带式输送机，每天工作两班，查《机械设计》中表得：工作情况系数2.1=A K 则计算功率为：

kW P K P ed A ca 95.72.1=?==

2）选择V 带的带型

由ca P 、 0n 查图，选用A 型

3）确定带轮的基准直径d d 并验算带速v

①初选小带轮的基准直径1d d ：由表取得小带轮的基准直径mm d d 1251=

②验算带速v ：s m n d v d /425.91000

601440

1251000

600

1=???=

?=

ππ

s m v s m /30/5<<因为,故带速合适。

③计算大带轮的基准直径2

d d ：

mm d i d d d 5.3121255.2112=?==

根据表得圆整为mm d d 3152= 4）确定V 带的中心距a 和基准长度d L ①初定中心距mm a 5000=。 ②计算带所需的基准长度

mm

a d d d d a a d d d d a L d d d d d d d d d 2.1709500

4)

125315()315125(2

50024)()(224)()(222

21221002122100

≈?-+

++

?=-+

++=-+++≈π

π

π

由表选得的基准长度mm

L d 1750=

③计算实际中心距a

mm

L L a a d d 4.5202

2

.17091750500210=-+=-+

≈ 中心距变化范围为494.15～572.9mm 。 5）验算小带轮上的包角1α

?≥?≈?

--?=?--?≈120160545.4

3.57)125315(180a 3.57)

(180121d d d d α 6）确定带的根数

① 计算单根V 带的额定功率

由mm d d 1251=和min /14400r n =，查表得kW

P 91.10=

根据min /14400r n =，i=2.5和A 型带，查表得kW

P 03.00=?

。于是：

，查表得99.0K 95.0K L ==α

kW

kW K K P P P L r 8246.191.1)(00==???+=α

② 计算V 带的根数z

93.48246.19

===

r ca P P z

取5根。

7）计算单根V 带的初拉力的最小值m in 0)(F 由表得A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m ，所以

N

N

qv zv

K P K F ca

165]425.91.0425.9595.09

)95.05.2(500[)5.2(500)(22

min 0=?+???-?=+-=αα

应使带的实际初拉力min 00)(F F > 8）计算压轴力p F

N F z F p 16222152sin

165522

sin

)(2)(1

min 0min =?

???==α

总结：

2. 斜齿轮传动设计计算

按低速级齿轮设计：小齿轮转矩m N T T ?==57.426Ⅱ1，小齿轮转速m in /6.153Ⅱ1r n n ==， 传动比75.33==i i 。

（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

①选用斜齿圆柱齿轮

②运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度（GB10095-88） ③由《机械设计》表选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS ； 大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS ，二者硬度差为40HBS 。

④选小齿轮齿数241=z ：大齿轮齿数902475.312=?=?=z i z ⑤初选取螺旋角?=14β （2）按齿面接触强度设计

公式：3

2

1t 1)]

[(12H E H d H t Z Z Z Z u u T K d σφβε+?≥

①确定公式内各计算数值

a) 试选载荷系数6.1t

=H K

b) 选取区域系数433.2=H Z

c) 由图查得88.0,78.021==ααεε，66.188.078.021=+=+=αααεεε d) 小齿轮传递的传矩m N T ?=57.4261 e) 由表选取齿宽系数1=Φd

f)

g)

h)

i) 由表查得材料弹性影响系数2

18.189MPa Z E =

j) 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =σ；大齿轮的接触疲劳强度极限

MPa H 5502lim =σ

k) 计算应力循环次数：

8

11281110435.114352384075

.35382144001038.5538214400)1036582(16.1536060?≈===?≈=??????=???=i N N L j n N h

l) 由图查得接触疲劳寿命系数94.0,90.021==HN HN K K m) 计算接触疲劳许用应力：

取失效概率为1%，安全系数S=1得

[][]MPa

MPa S

K MPa MPa S K H HN H H HN H 517155094.0;5401

600

90.02

lim 22

1lim 11=?=?==?=

?=σσσσ

n) 许用接触应力

[][][]MPa H H H 5.5282

517

5402

2

1=+=

+=σσσ

②计算

a) 试算小齿轮分度圆直径t d 1，由计算公式得

mm

mm d t 737.825.528985.0665.08.189433.275.3175.311057.4266.123

2

31=???

??????+????≥

b) 计算圆周速度

s

m s m n d v t 665.01000

606

.153737.821000

601

1=???=

???=

ππ

c) 齿宽b

mm mm d b t d 737.82737.820.11=?=?Φ=

d) 计算载荷系数K H

由表查得使用系数1=A K

根据s m v 665.0=，7级精度，查得动载系数05.1=v K ； 由表查得βH K 的值与直齿轮的相同，故1231.=βH K ；

因mm N b F K t A /9.707.109/)]2/7.109/(57.426[1/=?=mm N /100< 查表得4.1==ααF H K K ； 18.1=βF K

故载荷系数：

94.1321.14.105.11H =???=???=βαH H V A K K K K K

e) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

mm mm K K d d H H t 225.886

.194

.1737.8233

t 11=?== 及其相应的齿轮模数n m

mm mm z d m n 57.324

14cos 225.88cos 11=?==

β

（3）按齿根弯曲强度设计

3

2

1

21t nt ][cos 2F Sa

Fa d F Y Y z Y Y T K m σφββε?≥ ①确定计算参数 a) 试选载荷系数K Ft =1.6

b) 计算玩去疲劳强度的重合度系数

c) 螺旋角系数

d) 计算当量齿数

52.9814cos 90cos 27.2614

cos 24

cos 3322

3311======

ββz z z z v v

e) 查取齿形系数 查表得185.2,592.221

==Fa Fa Y Y f) 查取应力校正系数 查表得787.1,596.121

==Sa Sa Y Y

g) 计算弯曲疲劳许用应力

由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限

MPa FE 3802=σ

h) 由图查得弯曲疲劳寿命系数88.0,84.021==FN FN K K

取弯曲疲劳安全系数S=1.4得

[][]MPa

S

K MPa

S K FE FN F FE FN F 9.2384

.150088.00.3004.1500

84.02

22

111=?=?==?=

?=σσσσ i) 计算

]

[F Sa

Fa Y Y σ，并加以比较 [][]01634

.09

.238787

.1185.201379

..0300596

.1592.22

2

21

1

1=?=

?=?=?F Sa Fa F Sa Fa Y Y Y Y σσ

大齿轮的数值大，值为0.01634

②设计计算

()

mm

mm m nt 68.201634.024114cos 679.0778.01057.4266.123

2

2

3=????????≥

调整齿轮模数

a) 圆周速度

b) 齿宽

c) 齿高h 及宽高比b/h

6.03

d) 计算实际载荷系数

73

.118.14.105.11=???=???=βαF F V A F K K K K K

e) 得出按实际载荷系数算得的齿轮模数

对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯疲劳强度出发，从标准中就近取m n =3mm 。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮应有的齿数。于是:

53.283

14cos 225.88cos 11=?

==

n m d z β，取291=z ；则。，取10975.1082975.322==?=z z （4）几何尺寸计算

①计算中心距

()()mm mm m Z Z a n

34.21314cos 2310929cos 221=??+=

+=

β

考虑到模数从2.75mm 增大整圆至3mm ，为此将中心距减小圆整为213mm 。 ②按圆整后的中心距修正螺旋角

()''48'3713213

23

)10929(arccos 2arccos

21?=??+=+=a

m Z Z n

β

因β值改变不多，故参数H Z K ,,βαε等不必修正 ③计算大、小齿轮的分度圆直径

④计算齿轮宽度

mm mm d b d 52.8952.8911=?=?Φ=

圆整后取mm b mm 90,95b 21==

由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。

为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故采用高速级小齿轮左旋，大齿轮右旋，低速级小齿轮右旋，大齿轮左旋的方案。

总结：

七． 轴的结构设计及强度校核计算

1. 高速轴的设计

(1) 高速轴上的功率、转速和转矩

(2) 作用在轴上的力

已知高速级齿轮的分度圆直径为d 1=87mm ，根据《机械设计》中公式得：

N F F N

F F N d T F t a n t r t 94.66163.13tan 89.2729tan 39.102263.13cos 20tan 89.2729cos tan 89.2729108775

.11822311=??===?

??===??==

-ββα

(3) 初步确定轴的最小直径

先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表得A 0=103~126取1120=A ,于是 得mm n P A d 95.25576

1625.711233

110min =?==

轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%~5%，轴端最细处直径应为

(4) 轴的结构设计

1）拟订轴上零件的装配方案（如图）

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

a) 轴段Ⅰ-Ⅱ的设计。 Ⅰ-Ⅱ轴段上安装带轮，此段设计应与带轮轮毂孔的设计同步进行。初定Ⅰ

-Ⅱ段轴径d 1=30mm,带轮轮毂的宽度为（1.5~2.0）d 1=（1.5~2.0）x30mm=45~60mm ，结合带轮结构取L 带轮=60mm 。为了保证轴端档圈只压在V 带轮上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ轴段长度略小于轮毂宽度，取L 1=58mm 。

b) 密封圈与轴段Ⅱ-Ⅲ的设计。 为了满足V 带轮的轴向定位，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，轴肩

高度h=（0.07~0.1）d 1=（0.07~0.1）x30mm=2.1~3mm 。轴段Ⅱ-Ⅲ的轴径d 2=d 1+2x （2.1~3）mm=34.1~36mm ，其最终由密封圈确定。查表选取毡圈35JB/ZQ4606-1997，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d 2=35mm 。

c) 初步选择滚动轴承与轴段Ⅲ-Ⅳ和Ⅵ-Ⅶ的设计。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选

用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d 2=35mm ，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30208，其尺寸为d ×D ×T=40mm ×80mm ×19.75mm ，B=18mm ；为补偿箱体铸造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面距箱体内壁距离取△

=12mm 。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，故d 3=d 6=40mm ；而L 6=B=18mm 。

d) 齿轮与轴段Ⅳ-Ⅴ的设计。 为便于齿轮的安装，d 4应略大于d 3，课初定d 4=42mm ，齿轮分度圆

直径比较小，采用实心式。齿轮宽度为b 1=95mm ，齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位，为保证套筒能够顶到齿轮左端面，该处轴径长度应比齿轮宽度略短，取L 4=93mm 。

e) 轴段Ⅴ-Ⅵ的设计。 齿轮右侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度h=（0.07~0.1）d 4=（0.07~0.1）

x42mm=2.94~4.2mm ，取h=3mm ，则轴肩直径d 5=48mm ，取L 5=△1=10mm 。该轴段也可提供右侧轴承的轴向定位。齿轮左端面与箱体内壁距离以及齿轮右端面与右轴承左端面的距离均取为△1，则箱体内壁与高速轴右侧轴承座端面的距离B x1=2△1+b 1=(2x10+95)mm=115mm 。

f) 轴段Ⅱ-Ⅲ和Ⅲ-Ⅳ的设计。 轴段Ⅱ-Ⅲ的长度除了与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承

端盖等零件有关。轴承座的厚度

，查表得下箱座壁厚

，取

，

a=213mm<300mm ，取轴承旁连接螺栓为M12，则c 1=20mm ，c 2=16mm ，箱体轴承座宽度L=[9+20+16+(5~8)]mm=50~53mm ，取L=50m ；可取箱体凸缘连接螺栓为M10，地脚螺栓为d φ=M16，则有轴承端盖连接螺钉为0.4d φ=0.4x16mm=6.4mm ，取为M8，查表得，轴承端盖凸缘厚度取为B d =10mm ；端盖与轴承座间的调整垫片厚度取为△t =2mm ；端盖连接螺钉查表得，取为螺栓GB/T 5781M825；为在不拆卸带轮的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=30mm ，带轮采用轮辐式，螺钉的拆装空间足够，则：

轴段Ⅱ-Ⅲ的长度

轴段Ⅲ-Ⅳ的长度 L 3=△+B+△1+2mm=（12+18+10+2）mm=42mm

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

3）轴上零件的轴向定位

V 带轮与轴的周向定位选用A 型普通平键连接，查表选其型号为8x45GB/T 1096-1990，尺寸为8mm ×7mm ×45mm ，V 带轮与轴的配合为H7/r6；

齿轮与轴的周向定位选用A 型普通平键连接，查表选其型号为12x80GB/T 1096-1990，尺寸为12mm ×8mm ×80mm ，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6； 滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 4）确定轴上圆角和倒角尺寸

取轴端倒角??451.2，各圆角半径见图， 总结：

（5）求轴上的载荷

轴上力作用点间距。轴承反力的作用点与轴承外圈大断面的距离a3=16.9mm。因此，轴的支点及受力点间的距离为：

根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的M H、M V及

（6）按弯扭合成应力校核轴的强度

根据公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取6.0=α，轴的计算应力

()

Mpa Mpa W T M ca 61.2840

1.01187506.0168646)(3

2

222=??+=+ασ＝ 已选定轴的材料为45Cr ，调质处理。由表查得70MPa ][1-=σ。因此][1-ca σσ<，故安全。

2. 中间轴的设计

(1) 中间轴上的功率、转速和转矩

(2) 作用在轴上的力

已知高速级齿轮的分度圆直径为mm d 3272=，根据公式得：

N F F N

F F N d T F a n t r t 60.94920tan 99.2608tan 11.97763.13cos 20tan 99.2608cos tan 99.26081032757

.42622t22223222=??===?

??===??==

-ββα

已知低速级齿轮的分度圆直径为mm d 873=，根据公式得：

N F F N F F N F t a n t r t 2.365920tan 2.9806tan 6.367263.13cos 20tan 2.9806cos tan 2.9806108757

.426233333

3=??===?

??===??=

-ββα

(3) 初步确定轴的最小直径

先按公式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表取1120=A ,于是得

mm n P A d 74.396.15386.611233

220min =?==

(4) 轴的结构设计

1）拟订轴上零件的装配方案（如图）

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

①初步选择滚动轴承与轴段Ⅰ-Ⅱ和Ⅴ-Ⅵ的设计。 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。暂取轴承为30208，经过验算，轴承30208的寿命不满足减速器的预期寿命要求，改变直径系列，选30210进行设计计算，由表得轴承尺寸为d ×D ×T=50mm ×90mm ×21.75mm ，B=20mm ，通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d 1=d 5=50mm

②齿轮轴段Ⅱ-Ⅲ和Ⅳ-Ⅴ的设计。 轴段Ⅱ-Ⅲ上安装齿轮2，轴段Ⅳ-Ⅴ上安装齿轮3.为便于齿轮的安装，d 2和d 4应分别略大于d 1和d 5，可初定d 2=d 4=55mm 。查表知该处键的界面尺寸为16mm ×10mm ，轮毂键槽深度t 1=4.3mm ，齿轮3上齿根圆与键槽顶面的距离e=d f3/2-d 4/2-t 1=（82.25/2-55/2-4.3）mm=9.325>2.5m n =2.5×3mm=7.5mm ，故取d 4=55mm ，L 4应略短于b 3=95mm ，故L 4=93mm 。

齿轮2右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，其轮毂宽度范围为（1.2~1.5）d 2=66~82.5mm ，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段Ⅱ-Ⅲ的长度应比相应齿轮的轮毂略短，因b 2=90mm ，故取L 2=88mm 。

③轴段Ⅲ-Ⅳ的设计。 该段为齿轮2提供定位，其轴肩高度范围为（0.07~0.1）d 2=3.85~5.5mm ，取其高度为h=4mm 。故d 3=63mm 。

齿轮3右端面距离箱体内壁距离取为△1，齿轮2的左端面距离箱体内壁的距离为

高速轴右侧的轴承与低速轴左侧的轴承共用一个轴承座，其宽度为l 5=53.5mm ，则箱体内壁宽度为

则轴段Ⅲ-Ⅳ的长度为

④轴段Ⅰ-Ⅱ和Ⅴ-Ⅵ长度。 由于轴承采用脂润滑，故轴承内端面距箱体内壁的距离取为△，则 轴段Ⅰ-Ⅱ的长度为

轴段Ⅴ-Ⅵ的长度为