中南大学2016分流式二级直齿圆柱齿轮减速器.

1、机械设计课程设计计算说明题目分流式二级圆柱齿轮减速器指导教师院系班级学号姓名完成时间. . . . .计算及说明结果一 . 设计任务书1.1工作条件与技术要求：输送带速度允许误差为5。输送机效率为w=0.96 ；工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为10 年( 每年工作 300 天），工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压 380V ；检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造条件极其生产批量：一般机械厂，小批量生产。1.2 设计内容（ 1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（ 2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（ 3

2、）传动系统中的传动零件设计计算；（ 4）绘制减速器装配图草图和装配图各1 张（ A1）;（ 5）绘制减速器箱体零件图1 张（ A2 ）、齿轮及轴的零件图各1 张（ A2）二传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机 1 通过联轴器 2 将动力传入减速器3，在经联轴器 4 传至输送机滚筒 5，带动输送带 6 工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。分流式二级圆柱齿轮减速器计算及说明结果三电动机的选择1 选择电动机类型按已知工作条件和要求， 选用 Y 系列一般用途的三相异步电动机2

3、 选择电动机的容量1 所需功率Pw ：Pw =0.367kwPw =mw =26.18x14.4=0.367 kw2）传动装置的总效率为 ：nw =26.18r/s223w123其中1 ，2 ， 3，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率， ，1 =0.99 ，2 =0.96， 3 =0.98 w =0.96223223123w 0.990.960.98 0.96 0.8163）确定电动机的额定功率Ped电动机的输出功率为PdPd = Pw /=0.367/0.816=0.434kW确定电动机的额定功率Ped选定电动机的额定功率Ped =0.75 kw3、 选择电动机的转速nw =157

4、0.8 r/min该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1 推荐传动比为ii1 i 2 =8 60则总传动比可取8至60之间则电动机转速的可选范围为nd1 =8 nw =8 57.32=458.56r/minnd 2 =60 nw =60 57.32=3439.2r/min可见同步转速为 1000r/min ， 1500r/min ， 3000r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为 1000r/min ，1500r/min ，3000r/min 的三种电动机进行比较，如下表： =0.816Pd =0.435kwPed =0.75 kw计算及说明结果由参考文献 1 中表 16-

5、1 查得：电动机型额定功电动机转速堵转转矩最大转矩方号率n/(r/min)额定转矩额定转矩案（KW）同步满载转速转速1Y90S-21.5300028402.22.32Y802-21.1300028252.22.33Y801-20.75300028252.22.3电动机型号为由表中数据， 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总Y801-2传动比，即选定方案 3四总传动比确定及各级传动比分配4.1计算总传动比由参考文献 1 中表 16-1 查得：满载转速 nm=2825 r / min；总传动比 i=nm / nw =2825/223.45=11.3i=11.34.2分配各级传动比查阅参

6、考文献1 机械设计课程设计中表2 3 各级传动中分配各级传动比取皮带轮传动比为2取高速级的圆柱齿轮传动比 i1 = (1.3 1.4)i=2.8，则低速级的圆柱齿轮的传动比为i1 = 2.8i2 = i / i1 =5.65/2.8=2i2 =2计算及说明五计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴低速级轴为轴，滚筒轴为轴，则nInII = 1412.5r/minnIInIII1412.5/2.8r/min=502.67 r/mini1nIIInIVnV502.67/ 2 r/mini2= 251.354r/min解得滚筒速度在输送带速度允许误差为5

7、范围内2 按电动机额定功率Ped 计算各轴输入功率PIPed =0.75 kwPIIPI1 =0.75 0.96 kw=0.72kwPIIIPII23 =0.720.96 0.98 kw=0.684kwPIVPIII23 =0.684 0.96 0.98 kw=0.65kw2. 各轴转矩TI9550PI=9550 0.75/2825 NmnI=2.53 N mTII9550PII=9550 0.72/1412.5N mnII=4.85 N m结果nI nII=1412.5nIIr/min nIII502.i167 r/minnIIInIVnV=i2251.35r/minPI =0.75kwPI

8、I =0.72kwPIII =0.684kwPIV =0.65 kwTI9550 PI =2.53 nIN m TII 9550 PIInII4.85 NmPIIITIII9550nIII计算及说明TIII9550PIII=9550 0.684/502.67 N mnIII=12.96 N mTIV9550PIV=9550 0.648/ 24.64 N mnIV=24.64 N mTV9550PV =9550 0.641 NmnV=24.39 N m表 3轴的运动及动力参数项目电动机轴 I高速级轴中间轴 III低速级轴输出轴 VIIIV转速28251412.5502.67251.34251.3

9、4（ r/min ）功率（ kw ）0.720.6840.650.6480.641转矩2.354.8512.9524.6424.39( N m )传动比22.821效率0.950.950.950.99结果=12.96 NmPIVTIV9550nIV=24.64 Nm六减速器外传动零件(V 带传动 ) 的设计（1）确定计算功率 Pca由工作情况，查表的工况系数 K A1.1，故Pca K A P 1.1 0.75 0.825kW（2）选择 V 带的带型Pca 0.825kW由 Pca 与小带轮转速（电动机转速）n1 查表选的 z 型（3）确定带轮基本直径dd 并验算带速 v初选小 带轮 的基 准

10、直 径 dd1 由表的 ，取 小带轮的 基准 直径dd 150mm计算及说明结果dd 1n13.14502825v7.392m / s按公式验算带速： v7.392m / sd1=50601000601000d2=100因为 5m/sv30m/s，故带速度合适。a=230.7计算大带轮的基准直径：dd 2i0dd1250100mm1 =142.70（4）确定 V 带的中心距 a 和基准长度 LLd700mmd根 据105mm=0.7(d d1d d 2 ) a02( dd 1d d 2 )=300，初选a0200mm初选基准长度：Ld 02a0( dd 1dd 2 )(dd 1dd 2 ) 2

11、638.625mm4a02由表，取 Ld700 mm实际中心距：aa0LdLd 0700638.625230.7mm22002（5）验算小带轮包角111800(dd1dd 2 ) 57.30142.701200合理a（6）计算带的根数 z计算单根 V 带的额定功率 Pr由 dd150mm和 nm 2825r/ min ，查表得 P00.261kW由nm2825/ min， i 02和 z 型带，查表得P00.4kWr查表 K0.9 ， KL0.89，于是Pr(P0P0 ) KK L(0.2610.40)0.90.890.529kW计算及说明结果计算 V 带的根数 : zPca0.8251.56

12、 ,z=2 根Pr0.529（7）计算单根 V 带的初拉力的最小值( F0 )min由表得 Z 型带的单位长度质量 q0.060kg / m ，所以( F0 ) min 500(2.5 K)Pcaqv210.29NK zv7 级精度应使带的实际初拉力 F0( F0 ) min（ GB10095-88 ）小齿轮：（8）计算压轴力 Fp40Cr（调质）280 HBS大齿轮：压轴力的最小值： ( Fp )min2 z( F0 ) min sin119.50 N45 钢（调质）2240HBS Z1 =20（9）带轮结构选择dd (2.5 3)d ( d为轴的直径 ) 时，采用实心式。故大带轮d2=10

13、0， Z2 = 56采用实心式，小带轮 d1=50mm，亦采用实心式。m 2d =1七、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动设计u1（ 1）选择材料、精度及参数a . 按图 1 所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度（ GB10095-88 ）c . 材料选择。 查图表（ P191 表 10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质）， kt1 =1.6硬度为 280 HBS ，大齿轮材料为45 钢（调质），硬度为 240 HBS ，二者的硬度差为 40 HBS。d . 初选小齿轮齿数 Z1 =20，则大齿轮齿数T1 =2.35 N mZ2 =2.

14、8 25=56ZH =2.433m=2ZE =189.8 2Mpa a1f .选取齿宽系数 d ： d =1.=0.7682）按齿面接触强度设计a 2 =0.87a1.638按下式试算计算及说明3 2kt T1 u11 ZHZE2d1tu1d aH1）确定公式内的各计算数值a . 试选 kt1 =1.6b. 分流式小齿轮传递的转矩T1 = TII /2=2.35 Nmc. 查图表（ P217 图 10-30）选取区域系数ZH =2.4331（表 10-6 ）选取弹性影响系数 ZE =189.8 MPa 2 d. 查图表（ P215 图 10-26）得a1 =0.768，a 2 =0.87a a

15、1a 2 =0.768+0.87=1.638e. 许用接触应力H1 =600MPa ， H 2 =530MPa则H =（H 1 +H 2）/2=（600+530 ）/2=565 MPaf. 由式N=60nj Lh计算应力循环次数N160n1 jLh8=60 730 1 12000=5.256 10N2N1/ 4.8088=5.256 10/4.15=1.267 102） 计算a. 按式计算小齿轮分度圆直径d1321.62.35 103(2.81)(2.433 189.82d111.638 2.8)mm565结果H1=600MPaH 2 =530MPaH =565 MPa8N15.256 108

16、N21.267 10V12.362m / s=b=40 mmb/h=8.89=31.96 mm计算及说明结果b. 计算圆周速度K A =1.25V1d1 n1 / 601000K v =1.09=3.14 31.961412.5/（601000）m/sK HK F =1.4=2.362m/sc. 计算齿宽 bb= d d1t =1x40mm=40mmh =2.25m =2.25 2mm=4.5mmK H 11.390b/h=40/4.5=8.89e. 计算载荷系数KK F 1 =1.309使用系数 K A =1 。25，根据 V1 =2.362m/s ，8 级精度查图表 （P194 图 10-

17、8）得动载系数 K v =1.09K1 =2.50查图表（ P195 表 10-3）得齿间载荷分布系数 K HK F =1.4由公式K H1.120.18 d20.2310 3b得KH 11.120.18120.2310 340d1 40mm=1.309查图表（ P198 图 10-13）得 K F1 =1.309由式KKAKVKHK H得载荷系数K1 =1.25 1.091.4 1.309=2.503）按齿根弯曲疲劳强度设计确定计算系数a. 计算载荷系数由式计算及说明结果KKAKV KF KF得 K1 =1.25 1.09 1.4 1.309=2.50 b. 查取齿形系数查图表（ P 表 1

18、0-5 ） YF 1 =2.563 ， YF 2 =2.187c. 查取应力校正系数查图表（ P 表 10-5 ） YS 1 =1.604 ， YS 2 =1.786d. 计算弯曲疲劳许用应力取弯 曲疲劳安全 系 数 S=1.4 ，弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.85 ，K FN 2 =0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限FE 1 =500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限FE 1 =500 MPa ，由式K NlimS得1=0.85 500/1.4 MPa=303.57 MPa 2 =0.88 380/1.4 MPa=238.86 MPae. 计算大小齿轮的 YF YS 并加以比较FY

19、F 1YS 1 =2.563 1.604/303.57=0.01354F1Y =0.87Z V 1 27.37ZV 2131.36 YF 1 =2.563YF 2 =2.187YS 1 =1.604YS 2 =1.786S=1.4K FN 1 =0.85K FN 2 =0.88FE1 =500MpaFE 1 =500 MPa1 =303.57 Mpa2 =238.86 MPaYF1YS 1=0.01354YF 2YS 2 =2.187 1.786/238.86=0.01635F2大齿轮的数值设计计算Z2 =i Z2 =2 28 =56 ，则 Z2 mZ2 =256=112mm。1）计算中心距F

20、1YF2YS2F2=0.01635a=(d1+d2)/2=76mm计算及说明结果圆整后取 B1=40mm ， B2 =50mm2. 低速级齿轮传动设计Z136（ 1）选择材料、精度及参数a. 按图 1 所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动72Z 2b. 选用 7 级精度（ GB10095-85 ）c. 材料选择小齿轮： 40Cr（调质），硬度为 280HBS大齿轮： 45 钢（调质），硬度为 240HBSd. 初选小齿轮齿数Z3 =36 ， Z4 Z3i 2 =36 2=72e. 选取齿宽系数d 2 =0.8（ 2）按齿面接触强度设计按下式试算Kt 2T2u2 1ZE2d3t 2.323u2d 2H

21、1）确定公式内各计算数值a. 试选 K t 2 =1.3b. 确定小齿轮传递的转矩 T3 TIII =24.64 N m=0.246 105N mmd1172 mmc. 查图表（ P 表 10-6）选取弹性影响系数ZE =189.8 MPa 2d. 查图表（ P 图 10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限H lim3 =550MPa， d 2144mmH lim4 =530MPae. 由式确定应力循环次数B1 =65mm60n3 jLh =60 175.901 12000=1.27 108N3N3 / 3.07 =1.27 108 /3.07=4.14 10 7B2 =60mmN 4f. 查

22、图表（ P 图 10-19 ）取接触疲劳寿命系数K HN 3 =0.98 ， K HN 4 =1.02g.计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得H 3 =0.98 550MPa=539MPa计算及说明结果H4 =1.02 530MPa=541MPa2）计算7 级精度a. 由 式 试 算 小 齿 轮 分 度 圆 直 径 d3t ， 代 入（ GB10095-85 ）H中的较小值小齿轮： 40Cr（调质）H4 =541MPa 得280HBS大齿轮： 45 钢（调质）K t 2T2u2 12240HBS ；d3t 2.323Z Eu2d 2Hd 2 =0.8=67.54mmb

23、. 计算圆周速度V3V3d3t nIII /60 1000=3.14 72 1412.5/60000m/s=5.32m/sc. 计算齿宽 b3b3d 2d3t =1x20 mm=20 mmd. 计算模数、齿宽高比模数 mt 2 = d3t / Z3 =72/36=2齿高 h3 =2.25 mt 2 =2.25 2 mm=4.5 mm则 b3 / h3 =65/72=0.9 e. 计算载荷系数根据 V3 =0.94 m/s ，7 级精度， 查图表 （P 图 10-8）得动载荷系数KV 2 =1.06 ，直齿轮 K H 2K F 2 =1 ，由d 2 =0.8 和 b3 =65 mm ，根据式得

24、K H 2 =1.313由 b3 / h3 =0.9 和 K H 2 =1.313 查图表 （P 图 10-13）得 K F 2 =1.352故根据式得K2 =1.392f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得按齿根弯曲强度设计计算公式为K t 2 =1.3T3=0.246105 N mm1ZE =189.8 MPa 2H lim3 =550MpaH lim4 =530MPaN31.27 108N44.14 107K HN 3 =0.98K HN 4 =1.02H3=539MpaH4=541MPa计算及说明结果1） 确定公式内各计算数值a. 查图表（ P 图 10-20c ）得小齿轮

25、的弯曲疲劳强度极限FE 3 =500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 4 =380MPa 。b. 查图表（ P 图 10-18 ）取弯曲疲劳寿命系数KFN 3 =0.83 ， K FN 4 =0.86c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S2 =1.4 ，由式FK FNFE得F 3KFN3 FE3=0.83 500/1.4MPa=296.4MPaSS2F 4KFN 4FE 4 =0.86 380/1.4MPa=233.4MPaS2d. 计算载荷系数 K 2 。由式得 K2 =1.25 1.06 1 1.352=1.791e. 查取齿形系数。查图表（P 表 10-5）得 YF3

26、=2.62 YF 4 =2.24f. 查取应力校正系数。 查图表（ P 表 10-5）得Ys 3 =1.59 ，Ys 4 =1.76g.计算大、小齿轮的YF YS，并加以比较FYF 3YS 3 =2.62 1.59/296.4 =0.01405K V 2 =1.06K H 2 =1.313K F 2 =1.352K 2 =1.392F3YF 4YS 4F4=2.24 1.76/233.4=0.01682大齿轮的数值设计计算齿数得 Z4i Z 2 =2X36=72 取 d4 mZ42 72 =144 ，（ 3） 几何尺寸计算1）计算中心距a2m2 (Z3Z4 )=2（ 72+36） /2 mm=

27、108mm22） 计算分度圆直径FE 3 =500Mpad3m2 Z 3418mm=72mmFE 4 =380Mpad4m2 Z4 4 77 mm=144mm计算及说明结果3）结构设计小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用实心式结构七、高速轴的设计已知 PII =0.72 kw ， nII =1412.5r/min ， TII =12.95 N m T1TII / 2 =6.475N m1 初步确定轴的最小直径。先按式d A03Pn初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 号钢 r，调质处理。 查图表（表15-3） ，取A0 II=110，得dminP1103 0.72mm=7.84

28、mmA 31412. 5n该轴直径 d 100mm，有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，K FN 3 =0.83K FN 4 =0.86S2 =1.4F 3296.4MPaF 4233.4MpaK2 =1.791YF3=2.62YF4=2.24Ys 3=1.59 ， Ys 4 =1.76YF3YS3=0.01405取轴颈增大则 d2min1. 05 d2 min1. 05 7. 84 8. 23mm5%，圆整后取 d2=12mm。输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为TcaK AT（11）查图表（P351表），取K A =1.3，则TcaII =1.

29、314N m14-1=18.21N m根据 TcaII =18.21 N m 及电动机轴径D=19mm ，查标准 GB4323-84 ，选用 TL7 型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径dII min =12 mmF3YF4YS4F4=0.016822 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案计算及说明结果）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 联轴器采用轴肩定位，I-II 段 dI II =14mm ，由式 h=（0.07-0.1 ）d ，取 dII III =15mm ，轴端用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19），取挡圈直径D1 =34mm ， L

30、I II =15mm2） 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据dII III =44mm ，查 GB276-89 初步取0 组游隙， 0 级公差的深沟球轴承6203，其尺寸为 d D B=15mm 35mm 11mm ，故 dIIIIVdVIIVIII =20mm3） 取 dVVI =46mm ， LIVVLVIVII=60mm4）由指导书表 4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离L1C1C2 (510) mm ，取 L1 =60mm ，采用凸缘式轴承盖，取 轴 承 盖 的 总宽 度 为 17mm ， 到 联轴 器 的 距 离 为15.8mm

31、， 则LII III=26mm） 取小齿轮距箱体内壁的距离为a1=12mm，大齿轮2和2与齿轮3之5间 的 距 离 c=10mm ， 滚 动 轴 承 端 面 距 箱 体 内 壁 S1=12mm则LIII IVBS a (LIV VB1)=15+12+12-5=34mmL VIIVIIIL IIIIV=34 mmLV VIB32c5 =110mm计算及说明结果（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用普通C 型平键连接，按 dI II =35=mm ，LI II =15mm查图表（P表）选用键 bh l=4mm4mm12mm。滚动轴6-1承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公

32、差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（ P 表 15-12 ），取轴端倒角为1.6 45 ，各轴肩处圆角半径为R1（二）中速轴（III 轴）的设计轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径根据式（ 10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45 钢，调质处理。查图表（ P 表 15-3），取 A0III =110，于是得dIII min 110 3 3.73mm=26.31mm。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，272.73取为 dIII min =30mm3轴的结构设计（ 1）拟定轴上零件的装配方案，如图计算及说明结果11 1234567dddddddL1L2L3L4L5L6L7ABCD

33、（ 2）确定轴的各段直径和长度）根据dIII min =21mm取dIII =21mm，轴承与齿轮， 2之间采用套筒12定位， 取 dIIIIIdVVI =42mm ，齿轮 2 与齿轮 3 之间用套筒定位， 取dIIIIV=34mm ，齿轮 3 采用轴肩定位， 取 h=3mm ，则 d IV V =40mm，由于轴环宽度b 1.4h 轴 II 的设计，取 LIV VbIV V=c=10mm因为 B3=30mm， B2B =20mm取 LIIIIV =35 mm， 则2LVVIB22 =28mm2）初步选择滚动轴承由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，则III 轴应两端游动支承，选

34、取外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取0 组游隙，0 级公差的 N 系列轴承 N206，其尺寸为 d D B=30mm 62mm16mm 。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，根据GB812-88 （指导书表13-17 ）选用M27 1.5规格的圆螺母及相应的垫片，圆螺母厚度m=10mm ，垫片厚度 s=1mm，则取 LI ILVII VII =16mm ，由 a1 =12mm ，S1 =12mm 取 a2 =14.5mm ，S2 =11mm ，则LIIILVI VII a2 S2 B 3 2=14.5+11+16+3-2mm=42.5mm选用嵌入式轴承盖，取轴承端

35、盖的总宽度为17mm3）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键连接计算及说明结果按 dIII IV =24mm ， LIII IV =42mmdII III =22mm ， B2 =30mmdV VI =22mm ， LV VI =28mm查图表（ P 表 6-1）取各键的尺寸为III-IV段： b h L=10mm 8mm 36mmII-III段及 V-VI 段： b h L=12mm 10mm 15mm滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为 m6 1） 确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（ P 表 15-2），取轴端倒角为1.0 45 ，各轴肩处的圆角半径为R1三）低速轴（轴IV

36、）的设计（三）低速轴（轴IV ）的设计已知 PIV =0.65kw ， TIV =24.64 Nm ， nIV =251.34r/min1求作用在轴上的力Ft 4Ft 3 =175.4NFr 4Fr 3 =37.1N2初步确定轴的最小直径按式（ 10）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢调质处理。查图表（ P 表 15-3）取 A=115，于是得0IVdIV min 14.5mm 。该轴的最小直径为安装联轴器处的直径， 选取联轴器的型号。根据式（ 11），查图表（ P 表 14-1），取 K A =1.5，则TcaIV =1.5 16.6 N m =24.9 N m根据 TcaIV =24.9 N m ，查标准 GB5014-85 （指导书表17-4）考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL6 型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径 d=20mm ，其轴孔长度L=31mm ，则轴的最小直径dIV min =20mm3轴的结构设计（ 1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案计算及说明结果L21 112345678ddddddddeL1L2L3L4L5L6L7L8A1B1（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1）取 dVIIIIX =20mm ，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由 h=（ 0.07-0.1） d，取 dVII VII