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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(yàn)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(shí)際傳動比為： 。 從動輪實(shí)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(shí)際中心距 。

6、 4.驗(yàn)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(shí)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(shí)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(diǎn)，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(yàn)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(yàn)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(yàn)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(diǎn)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