斜齒減速器二級減速器

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1、08屆機(jī)械設(shè)計專業(yè)課程設(shè)計 第一章.傳動方案總體設(shè)計 1.題目: 軸III 設(shè)計用于帶式運(yùn)輸機(jī)的“帶式輸送機(jī)傳動裝置—單級圓柱斜齒輪減速器”,連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn),空載起動,使用期限8年,大修期四年,允許誤差為5%,工作效率ηw=96%。 軸II 軸I 運(yùn)輸帶工作拉力FW(KN) 運(yùn)輸帶工作速度V(m/s) 卷筒直徑D(mm) 2.6 1.1 220 2.電機(jī)的選擇 1)選擇電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式。按工作要求和工作條件,選用一般用途的Y系列三相異步電動機(jī)220v/380v,臥式封閉結(jié)構(gòu)。 2)選擇電動機(jī)的容量。工作機(jī)所需的功率為  

2、 電動機(jī)所需功率 查表得 則 所以電動機(jī)的功率為 選取電動機(jī)額定功率Pm,使Pm=(1-1.3)P0; 取Pm=4.0KW 3)確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速: 工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為: 由于V帶傳動的傳動比在2~4的范圍,一級圓柱齒輪的傳動比在3~6的范圍,總傳動比的合理范圍,故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一轉(zhuǎn)速范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min,1500r/min兩種,查得可使用的電動機(jī)型號: 式中,F(xiàn)w=2.6KN,=1.1m/s,=0.96,代入得 電動機(jī)型號 額定功率(kw) 同步轉(zhuǎn)速(r/min)

3、 滿載轉(zhuǎn)速(r/min) 啟動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩 Y112M-4 4 1500 1440 2.2 2.2 Y132M1-6 4 1000 960 2.0 2.0 Y160M1-8 4 750 720 2.0 2.0 綜合考慮電動機(jī)的傳動裝置的尺寸、結(jié)構(gòu)和帶傳動及減速器的傳動比,選用Y112M-4。 3.計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比 (1) 總傳動比: (2) 分配傳動比: 因,初取帶傳動比i帶=3.5,則 i齒 = i/i帶 = 4.31 4.計算傳動裝置各軸的運(yùn)動和動力參數(shù) 1)各軸

4、的轉(zhuǎn)速: Ⅰ 軸       Ⅱ 軸       卷筒軸    n卷=nII=95.5r/min. 2)各軸的輸入功率: Ⅰ軸    PI=η帶Pm=3.330.96=3.197KW, Ⅱ軸    PII=η軸η齒PI=3.1970.990.97=3.07KW, 卷筒軸 PIII=η軸η聯(lián)PII=3.070.990.99=3.01KW. 3)各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 電機(jī)軸的輸入轉(zhuǎn)矩Td為: Ⅰ軸: Ⅱ軸: 卷筒: 第二章. 皮帶輪傳動的設(shè)計 1.選擇普通V選帶類型 由課本表8-7得:kA=1.2 ,所以 Pca=KA Pm

5、=1.24=4.8KW 根據(jù)n=1440r/min,Pca =4.8KW,由圖8-11可知應(yīng)選用A型V帶。 2.確定帶輪基準(zhǔn)直徑,并驗算帶速 由表8-6和表8-8知小帶輪直徑不應(yīng)小于75mm,故初取, 則 , 查表13-9取 實際傳動比為: 。 從動輪實際轉(zhuǎn)速: ,則 5%,在允許范圍內(nèi)。 帶速,在5~25m/s范圍內(nèi),帶速合適。 3.確定帶長和中心矩 初步選取中心距 取,滿足。 由式(8-20)得帶長 , 根據(jù)表8-2,對A型帶選用 Ld=2000mm , 再由式(8-23)計算實際中心距 。

6、 4.驗算小帶輪包角 由式(8-7)得 ,合適。 5.確定V帶的根數(shù) 現(xiàn)有,根據(jù)表8-4a可得; 查表8-4b得; 由,查表8-2得,。 故V帶根數(shù)為 , 取4根。 6.計算軸上壓力 由課本表8-3 查得q=0.10kg/m,單根V帶的初拉力: , 則作用在軸承的壓軸力: 。 7.V帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1)B=(Z-1)t+2s=(4-1)16+210=68mm 2)、小帶輪的設(shè)計 采用材料HT150鑄鐵 ∵dd1=100mm>2

7、.5d, d為電機(jī)軸的直徑d=38mm, 且dd1<300mm,故采用腹板式。腹板上不開孔。 部分結(jié)構(gòu)尺寸確定: d1=1.8d=1.838=69mm L=1.8d=1.838=69mm 3)、大帶輪的設(shè)計 由于 dd2=355mm, 故采用孔板式。 有關(guān)結(jié)構(gòu)尺寸如下: d=28mm,即第I軸直徑 d1=1.828=50.4mm L=1.8d=1.828=50.4mm 第三章.斜齒齒輪設(shè)計 由前面的計算可知,該對齒輪傳動輸入功率為3.197KW,小齒輪的轉(zhuǎn)速n1 = 411.4r/min,實際傳動比為15.07/3.62=4.16,工作時

8、間8年(按每年300天計算),兩班制工作,載荷平穩(wěn),連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。 1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1) 按照設(shè)計要求,選擇右旋斜齒傳動; 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,該對齒輪轉(zhuǎn)速不高,故可以選用8級精度; 2) 材料選擇。由課本表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS;大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,二者材料硬度相差為40HBS. 3) 初取小齒輪齒數(shù)23,大齒輪齒數(shù)Z2=4.1623≈95.68,故取Z2=96, 4)初選螺旋角β=15。 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 按式(10-21)計算 (1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)據(jù)

9、 1)、試選Kt=1.6; 2)、; 3)、由課本表10-7選取齒寬系數(shù)Фd=1; 4)、由課本表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8 5)由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限 6)由課本式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7)由課本圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KNH1=0.90,KNH2=0.95 8)由圖10-26查得,則 9)計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率1%,安全系數(shù)S=1,由課本式(10-12)得 ,則許用接觸應(yīng)力為 (2)計算 1)試算小齒輪分度圓直徑 2)、計算圓周速度

10、 V== =1.106m/s 3)、計算齒寬b及模數(shù) 模數(shù) 齒高h(yuǎn)=2.25=4.86mm =51.36/4.86=10.57 4)計算縱向重合度 5)計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=1.106m/s,8級精度,由課本圖10-8查得動載荷系數(shù)KV=1.10 直齒輪 由課本表10-2查得使用系數(shù) 由課本表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承對稱布置時 由,由查得 故載荷系數(shù) 6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑,由式(10-10a)得 7)計算模數(shù) 3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 由課本式(10-17)得彎曲強(qiáng)度計算公式 (1)確定公式內(nèi)的各個計算數(shù)值

11、 1)由課本圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 2)由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù), 3)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由課本式(10-12)得 4)計算載荷系數(shù)K 5)查取齒形系數(shù) 由表10-5查得 , 6)查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得 , 7)根據(jù)縱向重合度從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 8)計算當(dāng)量齒數(shù) 9)計算大、小齒輪的 小齒輪的數(shù)值大 (2)設(shè)計計算 對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù),取,但為了同時滿足接

12、觸疲勞強(qiáng)度,按接觸疲勞強(qiáng)度計算分度圓直徑=55.96mm,算出小齒輪齒數(shù) ,取=27 大齒輪齒數(shù):取=112 這樣設(shè)計的齒輪傳動,既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度,又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度,并做到結(jié)構(gòu)緊湊,避免浪費(fèi)。 4.幾何尺寸計算 (1)計算中心距 將中心距圓整為144mm即 (2)按圓整后中心距修正螺旋角 因β值變化不大,故其余值不需重新修正. (3)計算大小齒輪分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度 ,圓整后取 名稱 符號 公式 齒1 齒2 齒數(shù) 27 136 模數(shù) ___ 2 端面模數(shù) 2.072 齒根高

13、 2.5 2.5 齒頂圓直徑 59.94 236.06 齒根圓直徑 50.94 227.06 中心距 144 齒寬 ___ 65 60 齒頂高 2 2 分度圓直徑 55.94 232.06 螺旋角 ____ 4.齒輪受力分析圖 小齒輪: , , 。 大齒輪: , , 。 由于齒輪在嚙合時有效率損失,因此兩齒輪上的力不能簡單的相等。因而,每個齒輪的值都應(yīng)分開計算。 第四章.軸的設(shè)計計算 1. 高速級齒輪軸設(shè)計 1)材料選擇及熱處理 由于碳鋼比合金鋼

14、價廉,對應(yīng)力集中的敏感性較低,故選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理. 2)初定軸的最小直徑 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度條件,可得軸的直徑計算式(15-2) , 由課本表15-3查得,又知, 故 取中間值, 由于該軸有一個鍵槽,故軸的直徑應(yīng)加大, 故, 取。 3>軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 (1) 擬定零件的裝配方案,如下圖 B C (2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度,從右開始設(shè)計。 ① 由于在L11這段上所連接的是大帶輪,根據(jù)扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度已經(jīng)計算得到此處的最小直徑,故取 。此處軸段的長度由大帶輪的輪轂的寬度所決定,由課本圖8-14查得: , 取,為了使帶輪上的擋板

15、壓緊帶輪而不是壓到軸,所以軸段長度略小于其輪轂值,取。 ②初選滾動軸承。此處由斜齒產(chǎn)生的軸向力較大,根據(jù)這段軸的尺寸,可選擇7207AC型軸承。查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》表12.2得,,要求的定位軸肩是4.5 mm。故,要求在此處的定位套筒的直徑是42mm,并取。 ③由后面的箱體設(shè)計可以得到。該箱體壁與齒輪的距離,L8=10 mm。由軸承端蓋的厚度一般為10 mm左右,因此,整個軸承蓋的寬度是20mm,它與右端大帶輪的距離至少要留一個螺栓的長度25mm,再考慮軸承端蓋的調(diào)整范圍,可以確定L10=50 mm。 ④ 類似取,但這會使齒輪的齒根到鍵槽頂?shù)木嚯x小于2mt,齒輪很容易損壞,所以這里必須

16、采用齒輪軸。則可以得到。 ⑤L5處的寬度大于1.4h,??; 則。 同樣, 至此,已初步了軸的各段直徑和長度。 (3) 軸上零件的周向定位 大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查課本表6-1采用mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工,保證大帶輪與軸配合有良好的對中性。故大帶輪與軸的配合為H7/n6. 滾動軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為k6。 (4) 確定軸上圓角和倒角尺寸 查《課設(shè)》表9-8,確定軸左端的倒角為1.645,右端倒角為1.045各處圓角半徑都為1.6 mm。 4)軸的受力分析 (1) 根據(jù)結(jié)構(gòu)圖畫出軸的受力簡圖 (2)

17、 受力計算 1) 由前面的計算可得 , 由前面帶輪的壓軸力計算可知 Fq =FQ =1083N; 計算支反力 在水平面內(nèi)進(jìn)行計算 所以 。 在垂直面內(nèi)進(jìn)行計算 。 2) 畫出彎矩圖和扭矩圖 彎矩圖:單位 N?mm 扭矩圖:單位 N?mm 3)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進(jìn)行校核,由于軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取α=0.6,軸的計算應(yīng)力 . 根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由課本表15-1查得。σca<σ-1,故安全。 2.低速軸的設(shè)計 (1)材料選擇及熱處理 選

18、擇與高速級軸的材料一致,用45鋼,做調(diào)質(zhì)處理。 (2)初定軸的最小直徑 ① 已知 , 所以 取中間值, 由于該軸有一個鍵槽,故軸的直徑應(yīng)加大, 故 。 (3)聯(lián)軸器的選擇 由于軸的轉(zhuǎn)速較低,且轉(zhuǎn)矩變化小, 可以選彈性柱銷聯(lián)軸器.則查課本表14-1,得工作情況系數(shù),則,。 查《課設(shè)》表13-1選用LX3型號聯(lián)軸器 . 綜合考慮,取。 (4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1)擬定結(jié)構(gòu)方案如下圖: 2) 根據(jù)軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ① 從左端開始。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,L1軸段右端需制出一軸肩,故取。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為

19、84mm,為了保證軸端擋圈中壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,則L1就比84略短一點,現(xiàn)取。 ② 初步選擇滾動軸承。根據(jù),選用角接觸球軸承,由于該軸上軸力相對較大,故選擇AC系列的軸承,查《課設(shè)》表12-2,選用7210AC,其尺寸為,其定位軸肩為3.5mm,故定位套筒的直徑為57mm。因此,。 ③ 取安裝齒輪處的軸段的直徑,為了使套筒更加壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略小于輪轂的寬度,故取 ,齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩的高度,取h=5mm,則軸環(huán)處的直徑,軸環(huán)寬度應(yīng)大于1.4h,取軸環(huán)寬度為9mm。 ④ 軸承端蓋的總寬度為20 mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端

20、面與半聯(lián)軸器右端面的距離為30 mm,故取L2=50 mm。 ⑤ 取齒輪與箱體之間的距離為15 mm,滾動軸承到箱體的距離為10mm,則 , 。 至此,已初步確定了軸的各段直徑及長度。 (5)軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接,按直徑d1由課本表6-1查得平鍵選為,配合為H7/k6. 齒輪與軸的連接,按d4查表11.28得,選用平鍵為,配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為k6。 (6)確定軸上圓角和倒角尺寸 參考課本表9-8,取軸端倒角為 ,D處的圓

21、角半徑r=2 mm,A、B、C、E處的圓角半徑r=1.6 mm。 (7)軸的受力分析 1)畫出軸的受力簡圖 2)進(jìn)行受力計算 ① 由前面的計算得 ② 支反力計算 水平面內(nèi): 所以 垂直面內(nèi): ③ 畫出彎矩、扭矩圖 彎矩圖:(單位:N?mm) 扭矩圖:(單位:N?mm) 由彎扭圖上看,截面C-D是危險面。 3) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進(jìn)行校核,由于軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取α=0.6,軸的計算應(yīng)力 。 根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由課本表15

22、-1查得,σca<σ-1,故安全。 至此,高速級、低速級兩根軸的設(shè)計已經(jīng)完成了。 第五章. 軸承的校驗計算 1.對初選高速級軸承7207AC校核 (1)由上部分計算數(shù)據(jù)知 , , 。 1)計算兩軸承的軸向力Fa1、Fa2 查《課設(shè)》表12-2,得到軸承7207AC的, 對于70000AC型軸承,它的派生軸向力,因此可計算 , , 由于 , 所以 , , 2)計算軸承的當(dāng)量載荷 由表16-11得, ,則 ,則 3)計算軸承壽命 由于,所以按軸承2的受力大小驗算: 查課本表13-6取,則 故軸承可每

23、一年更換一次。 2. 對低速級軸承7210AC進(jìn)行校核 (1)由上部分計算數(shù)據(jù)知 , , 。 (2)計算兩軸承的軸向力Fa1、Fa2 查《課設(shè)》表12-2,得到軸承7210AC的, 對于70000AC型軸承,它的派生軸向力,因此可計算 , , 由于 , 所以 , , (3)計算軸承的當(dāng)量載荷 由課本表13-5得, ,則 ,則 (4)計算軸承壽命 由于,所以按軸承1的受力大小驗算: 查課本表13-6,取,則 ,滿足要求。 至此,軸承的選擇及校核已全部完成。 第六章.鍵的校核 1.高速軸上的鍵

24、 (1) 選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求,應(yīng)選用平鍵連接。由軸的設(shè)計里已確定的鍵尺寸為,選用圓頭(A型)平鍵。 (2) 校核鍵連接的強(qiáng)度 鍵、軸的材料都是鋼,而帶輪的材料為鑄鐵,查表得擠壓應(yīng)力σp=50~60 MPa。鍵工作長度,鍵與帶輪鍵槽的接觸高度。 計算擠壓強(qiáng)度 , 由于有  σp≤σp 該鍵滿足要求。 2.低速軸上的鍵 (1)選擇鍵連接的類型和尺寸 一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求,應(yīng)選用平鍵連接。齒輪處與聯(lián)軸器處均選用圓頭(A型)平鍵。由低速軸的設(shè)計里已確定的鍵尺寸為 齒輪處:, 聯(lián)軸器處:。 (2)校核鍵連接的強(qiáng)度

25、 鍵、軸、齒輪和聯(lián)軸器的材料都是鋼,查表得擠壓應(yīng)力σp=100~120 MPa。 1) 齒輪處 鍵工作長度 , 鍵與齒輪鍵槽的接觸高度 , 計算擠壓強(qiáng)度 , 該鍵滿足要求。 2)聯(lián)軸器處 鍵工作長度 , 鍵與齒輪鍵槽的接觸高度 , 計算擠壓強(qiáng)度 該鍵滿足要求。 第七章.潤滑密封的設(shè)計計算 1.齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度 , 所以采用浸油潤滑方式。 而大齒輪浸入油高度應(yīng)不小于10mm,故取浸油高度為12mm。 2.滾動軸承的潤滑 對于高速級軸承 對于低速級軸承 , 它們的dn值都很小,故選用脂潤滑,滾

26、動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的 13~23 為宜。 3.密封形式 由于在軸承端處的軸表面速度 兩者的速度都小于3m/s,所以選擇“粗羊毛氈圈油封”. 第八章. 減速器箱體設(shè)計及附件說明 1.減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下表 名稱 符號 計算公式 結(jié)果 箱座壁厚 8 箱蓋壁厚 8 箱蓋凸緣厚度 12 箱座凸緣厚度 12 箱座底凸緣厚度 20 地腳螺釘直徑 =0.036a+12 16 地腳螺釘數(shù)目 n 查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 12 機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接

27、螺栓直徑 =(0.5~0.6) 8 軸承端蓋螺釘直徑 =(0.4~0.5) 8 視孔蓋螺釘直徑 =(0.3~0.4) 6 定位銷直徑 =(0.7~0.8) 6 ,,至外機(jī)壁距離 查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》指導(dǎo)書表4.2 22 18 13 ,, 至凸緣邊緣距離 查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》指導(dǎo)書表4.2 20 16 11 外機(jī)壁至軸承座端面距離 =++(5~8) 40 大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離 >1.2 15 齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離 > 15. 機(jī)蓋,機(jī)座肋厚 2.其它附件的說明 (

28、1)窺視孔和窺視孔蓋 為了檢查傳動件的嚙合情況,并向機(jī)體內(nèi)注入潤滑油,應(yīng)在機(jī)體上設(shè)置窺視孔。窺視孔應(yīng)設(shè)置在減速器機(jī)體的上部,可以看到所有什么支件嚙合的位置,以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙,檢查輪齒的失效情況和潤滑狀況。 (2)放油孔及放油螺塞 更換油時,應(yīng)把污油全部排出,并進(jìn)行機(jī)體內(nèi)清洗。因此,應(yīng)在機(jī)體底部油池最低位置開設(shè)放油孔。平時,放油孔用油螺塞和防漏墊圈壎。為了便于加工,放油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)有加工凸臺,經(jīng)機(jī)械加工成為放油螺塞頭部的面,并加封油墊圈以免漏油,封油墊圈可用石棉橡膠板或皮革制成,放油螺塞帶有細(xì)牙螺紋。 (3)油面指示器 油面指示器用來顯示油面的高度,以保證油池有正常的

29、油量。油面指示器一般設(shè)置在機(jī)體便于觀察,油面較穩(wěn)定的部位。在保證順利拆裝和加工的前提下,不與機(jī)體凸緣相干涉,油標(biāo)尺的位置盡量高一些。與油面的夾角為45。 (4)通氣器 減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時,由于摩擦生熱時使機(jī)體內(nèi)溫度升高,若機(jī)體密閉,則機(jī)體內(nèi)氣壓會增大,導(dǎo)致潤滑油縫隙及密封外向處滲漏。故在蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器。 (5)定位銷 為了保證軸承座孔的加工和裝配精度,在機(jī)蓋和機(jī)座用螺栓連接后在鏜孔之前,在連接凸緣上應(yīng)裝配兩個定位銷。兩定位銷成非對稱布置,以加強(qiáng)定位效果。 參考文獻(xiàn) [1] 王連明 宋寶玉 《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》 第4版. 哈爾濱工業(yè)大學(xué)出版社 [2] 濮良貴 紀(jì)名剛 《機(jī)械設(shè)計》 第八版. 高等教育出版社

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