機(jī)械設(shè)計(jì)期末復(fù)習(xí)要點(diǎn)

1、機(jī)械設(shè)計(jì)總復(fù)習(xí)要點(diǎn)以及典型例題第三章 機(jī)械零件的強(qiáng)度1. 交變應(yīng)力的描述sm平均應(yīng)力， sa應(yīng)力幅值， smax最大應(yīng)力，smin最小應(yīng)力，r 應(yīng)力比（循環(huán)特性）2. 材料和零件sN疲勞曲線的繪制，注意三點(diǎn)坐標(biāo)，材料：，零件， 材料的極限應(yīng)力線圖 零件的極限應(yīng)力線圖3. 單向穩(wěn)定變應(yīng)力時(shí)的疲勞強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力比為常數(shù)：r=C例題：1. 某軸受彎曲穩(wěn)定變應(yīng)力作用。最大工作應(yīng)力，最小工作應(yīng)力。已知軸的材料為合金調(diào)質(zhì)鋼，其對(duì)稱循環(huán)疲勞極限。脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限，屈服極限。試求： 繪制材料的簡(jiǎn)化極限應(yīng)力圖（每1mm代表） 按簡(jiǎn)單加載在圖上表示出零件的工作應(yīng)力點(diǎn)和材料的強(qiáng)度極限點(diǎn) 計(jì)算材料強(qiáng)度極限的平均應(yīng)力和應(yīng)

2、力幅 指出零件可能發(fā)生的主要失效形式，并計(jì)算零件的安全系數(shù)。解： 材料的簡(jiǎn)化極限應(yīng)力線圖如下： 零件的工作應(yīng)力點(diǎn)和材料的強(qiáng)度極限點(diǎn)見圖示 求點(diǎn)的坐標(biāo) 線的方程： 線的方程： 聯(lián)立和方程 解得：，。 處于的區(qū)域內(nèi)，故零件的主要失效形式為屈服失效 2. 某試件材料應(yīng)力循環(huán)基數(shù)次，。試問：當(dāng)工作應(yīng)力，試件壽命為多少？ 解： 次 次第五章 螺紋連接復(fù)習(xí)要點(diǎn)：1. 螺紋聯(lián)接的類型與標(biāo)準(zhǔn)聯(lián)接件2. 螺紋聯(lián)接的預(yù)緊3. 螺紋聯(lián)接的防松4. 螺紋聯(lián)接的強(qiáng)度計(jì)算*松螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算：僅受預(yù)緊力的緊螺栓聯(lián)接強(qiáng)度計(jì)算：受軸向載荷的單個(gè)緊螺栓聯(lián)接靜強(qiáng)度條件：，其中：螺栓的總拉力為，螺栓聯(lián)接的預(yù)緊力，為殘余預(yù)緊力單個(gè)螺

3、栓連接的受力變形線圖承受工作剪力的緊螺栓聯(lián)接螺栓桿與孔壁的擠壓強(qiáng)度條件為：螺栓桿的剪切強(qiáng)度條件為：5. 螺紋聯(lián)接組的設(shè)計(jì)*重點(diǎn)要求掌握螺栓組聯(lián)接的受力分析方法，在受力分析的基礎(chǔ)上進(jìn)行強(qiáng)度設(shè)計(jì)。（1）受橫向載荷的螺栓組聯(lián)接： （a）普通螺栓聯(lián)接（圖a），按預(yù)緊后接合面間所產(chǎn)生的最大摩擦力必須大于或等于橫向載荷的要求，有：，或者（b）鉸制孔用螺栓聯(lián)接（圖b），每個(gè)螺栓所受工作剪力為：（2）受轉(zhuǎn)矩的螺栓組聯(lián)接：采用普通螺栓，靠聯(lián)接預(yù)緊后在接合面間產(chǎn)生的摩擦力矩來抵抗轉(zhuǎn)矩T。采用鉸制孔用螺栓，靠螺栓的剪切和螺栓與孔壁的擠壓作用來抵抗轉(zhuǎn)矩T。，（3）受軸向載荷的螺栓組聯(lián)接若作用在螺栓組上軸向總載荷作用線

4、與螺栓軸線平行，并通過螺栓組的對(duì)稱中心，則各個(gè)螺栓受載相同，每個(gè)螺栓所受軸向工作載荷為：通常，各個(gè)螺栓還承受預(yù)緊力的作用，當(dāng)聯(lián)接要有保證的殘余預(yù)緊力為時(shí)，每個(gè)螺栓所承受的總載荷為：（4）受傾覆力矩的螺栓組聯(lián)接：傾覆力矩 M 作用在聯(lián)接接合面的一個(gè)對(duì)稱面內(nèi)，底板在承受傾覆力矩之前，螺栓已擰緊并承受預(yù)緊力。作用在底板兩側(cè)的合力矩與傾覆力矩M平衡，即：，由此可以求出最大工作載荷：例1一個(gè)厚度為25mm的薄板用8個(gè)的配合螺栓連接在較厚的機(jī)架上，螺栓分布在直徑為的圓圈上，其它尺寸如圖所示（單位：mm）。已知：薄板受外力載荷，螺栓的許用剪力應(yīng)力，螺栓及板孔表面的許用擠壓應(yīng)力，螺栓受剪面直徑。試求： 判斷螺

5、栓組中哪個(gè)螺栓受力最大？并計(jì)算受力的大?。?校核螺栓組聯(lián)接的強(qiáng)度。 解： 判斷受力最大的螺栓，并計(jì)算其受力大小 5號(hào)螺栓受力最大，其值大小為： =+=+ 校核螺栓組連接的強(qiáng)度 螺栓所受的最大剪應(yīng)力為： =53.9< 螺栓及板孔表面所受的最大擠壓應(yīng)力為： p=47.1 < 結(jié)論：該螺栓組連接強(qiáng)度安全。例2兩個(gè)薄板由的普通螺栓連接，鋼板受力情況和尺寸（單位：mm）如圖所示。已知鋼板間的摩擦系數(shù)為f0.15。連接面間的防滑系數(shù)=1.2。螺栓的許用拉應(yīng)力。試確定螺栓的直徑大小。公稱直徑d14 16 18 20 24 30螺紋小徑d1 11.83513.835 15.294 17.294 2

6、0.73526.211解： 螺栓組的受力分析向形心O簡(jiǎn)化橫向力=2400 N轉(zhuǎn)矩 由橫向力R產(chǎn)生的每個(gè)螺栓的橫向載荷為： ，方向垂直向下； 由轉(zhuǎn)矩T產(chǎn)生的每個(gè)螺栓的橫向載荷相同，且其數(shù)值大小為： = 作用的方向應(yīng)垂直于各螺栓中心與形心O的連線 通過分析，得知1號(hào)螺栓受力最大，其大小為： 確定螺栓所需預(yù)緊力 確定螺栓直徑大小 查表，確定選用M20的螺栓（其小徑，滿足要求）。例3已知某氣缸，缸中壓力在之間變化，氣缸內(nèi)徑，螺栓分布圓直徑，為保證緊密性，要求螺栓間距。若所選螺栓的屈服極限，安全系數(shù)。剩余預(yù)緊力，為單個(gè)螺栓的工作載荷。試確定螺栓的數(shù)目和直徑大小： 公稱直徑d14 16 18 20 24

7、30螺紋小徑d1 11.83513.835 15.294 17.294 20.73526.211解： 確定螺栓數(shù)目Z 取螺栓間距，則 ，取Z=12個(gè) 氣缸蓋最大工作載荷 單個(gè)螺栓工作載荷F為 螺栓總拉力Q為 螺栓許用拉應(yīng)力為 螺栓小徑為 故選用螺栓，其小徑，滿足使用要求。例4一鑄鐵支架由4個(gè)M16（其小徑）的普通螺栓安裝于混凝土立柱上，尺寸如圖示。已知載荷,接面間摩擦系數(shù)，防滑系數(shù)，螺栓材料的屈服極限，安全系數(shù),取螺栓的預(yù)緊力。試求： 所取螺栓的預(yù)緊力是否滿足支架不滑移條件； 校核螺栓強(qiáng)度（不考慮支架和螺栓剛性的影響）； 若取混凝土的許用擠壓應(yīng)力，接合面支撐面積，抗彎截面模量，校驗(yàn)連接的接合面

8、能否保證不出現(xiàn)間隙和不壓潰。解： 螺栓組受力分析 向形心簡(jiǎn)化，得： 橫向載荷 傾覆力矩 螺栓最大工作拉力為： 校驗(yàn)預(yù)緊力支架不滑移時(shí)，應(yīng)有 ，現(xiàn)取,故滿足要求。 校核螺栓強(qiáng)度當(dāng)不考慮支架和螺栓剛度的影響，螺栓受的總拉力為： 許用應(yīng)力 故螺栓強(qiáng)度滿足要求。 校驗(yàn)連接的工作能力 貼合面間最小壓應(yīng)力為 故支架上端不會(huì)出現(xiàn)間隙。 貼合面間最大壓應(yīng)力為 因 故支架下段不會(huì)被壓潰。練習(xí)題：1. 如圖所示的螺栓連接，所受工作載荷=,其螺栓個(gè)數(shù)=2,被連接件接合面間摩擦系數(shù)=0.2,螺栓材料的許用應(yīng)力=130 ,可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)）=1.3，試求所需要的螺栓直徑。公稱直徑d10 12 14 16 18小徑

9、d1 8.376 10.106 11835 13.835 15.294解：為保證預(yù)緊后，接后面間所產(chǎn)生的最大摩擦力必須大于或等于橫向載荷。設(shè)所需預(yù)緊力為(兩個(gè)一桿） =. 查表,用的螺栓()2. 上圖中,若螺栓個(gè)數(shù),用的螺栓連接,螺栓小徑。螺栓材料的許用應(yīng)力,鋼板間的摩擦系數(shù) ,為使連接可靠,要求摩擦力比外載荷大20%,試確定此連接所能承受的最大橫向載荷.解: 由得 代入得答:所能傳遞的最大橫向載荷。3. 剛性凸緣聯(lián)軸器傳遞最大轉(zhuǎn)矩,主要尺寸如圖所示:。聯(lián)軸器用6個(gè)的普通螺栓連接,聯(lián)軸器與軸之間采用型普通平鍵連接,要求: 若校核材料許用應(yīng)力,連接表面間摩擦系數(shù),連接的可靠性系數(shù)（防滑系數(shù)）,試

10、校核連接強(qiáng)度.(已知螺栓的小徑 ) 若普通平鍵的鍵寬,鍵高,連接的許用擠壓應(yīng)力,試校核該鍵連接的強(qiáng)度。 指出螺栓連接和鍵連接哪個(gè)強(qiáng)度不足，并指出兩種改進(jìn)措施（注：不允許改變聯(lián)軸器和鍵連接的尺寸）。解: 單個(gè)螺栓所需預(yù)緊力 校核螺栓連接強(qiáng)度故連接的強(qiáng)度不足。 校核鍵連接強(qiáng)度 鍵連接強(qiáng)度不足 綜上所述，螺栓連接及鍵連接強(qiáng)度均不足，為此可采取如下方法：提高螺栓材料的強(qiáng)度級(jí)別 采用配合螺栓連接 采用減荷裝置或減載銷釘 增大被連接面的摩擦系數(shù) 采用雙鍵結(jié)構(gòu)第六章 鍵、花鍵和銷連接1. 某齒輪分別用A型普通平鍵或B型普通平鍵與軸連接，設(shè)軸徑，輪轂長(zhǎng),所選鍵為：鍵A 8×36 GB1096-79與

11、鍵B 16×36 GB1096-79,輪轂許用應(yīng)力，試確定這兩種聯(lián)接所能傳遞的扭（轉(zhuǎn)）矩。解： 對(duì)于A鍵：； 對(duì)于B鍵: ； 答：A型和B型鍵分別能傳遞和的扭（轉(zhuǎn)）矩。機(jī)械傳動(dòng)（帶傳動(dòng)、鏈傳動(dòng)、齒輪傳動(dòng)、蝸桿傳動(dòng)）第八章 帶傳動(dòng)掌握帶傳動(dòng)的特點(diǎn)，應(yīng)用場(chǎng)合帶傳動(dòng)的打滑和彈性滑動(dòng)以及工作情況分析：打滑傳動(dòng)失效彈性滑動(dòng)帶傳動(dòng)中因帶的彈性變形變化所導(dǎo)致的帶與帶輪之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)，稱為彈性滑動(dòng)。彈性滑動(dòng)是帶傳動(dòng)的固有特性。彈性滑動(dòng)導(dǎo)致：從動(dòng)輪的圓周速度v2主動(dòng)輪的圓周速度v1，速度降低的程度可用滑動(dòng)率來表示： （1）受力分析：F1F0F0F2，或者F1F22F0打滑之前，由負(fù)載所決定的傳動(dòng)帶的有

12、效拉力為：FeP/v，顯然有：FeFf ，且：FeFfF1F2；歐拉公式給出的是帶傳動(dòng)在極限狀態(tài)下各力之間的關(guān)系，帶傳動(dòng)的最大有效拉力預(yù)緊力F0最大有效拉力Fec包角a最大有效拉力Fec 摩擦系數(shù) f最大有效拉力Fec （2）帶傳動(dòng)的應(yīng)力分析 帶傳動(dòng)在工作過程中帶上的應(yīng)力有： 拉應(yīng)力：緊邊拉應(yīng)力、松邊拉應(yīng)力； 離心應(yīng)力：帶沿輪緣圓周運(yùn)動(dòng)時(shí)的離心力在帶中產(chǎn)生的離心拉應(yīng)力； 彎曲應(yīng)力：帶繞在帶輪上時(shí)產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力。帶傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)則在不打滑的條件下，具有一定的疲勞強(qiáng)度和壽命。第九章 鏈傳動(dòng)掌握鏈傳動(dòng)的特點(diǎn)，應(yīng)用場(chǎng)合鏈傳動(dòng)的工作情況分析：何謂鏈傳動(dòng)的多邊形效應(yīng)？第十章 齒輪傳動(dòng)掌握齒輪傳動(dòng)的特點(diǎn)，應(yīng)用

13、場(chǎng)合齒輪傳動(dòng)的失效形式及設(shè)計(jì)準(zhǔn)則失效形式：輪齒折斷、齒面磨損、齒面點(diǎn)蝕、齒面膠合、塑性變形設(shè)計(jì)準(zhǔn)則：閉式軟齒面齒輪傳動(dòng)，以保證齒面接觸疲勞強(qiáng)度為主。閉式硬齒面或開式齒輪傳動(dòng)，以保證齒根彎曲疲勞強(qiáng)度為主。齒輪傳動(dòng)的受力分析：分析過程要點(diǎn)：（1）以主動(dòng)輪為分析對(duì)象。（2）左旋齒輪（蝸桿）用左手，而右旋齒輪（蝸桿）用右手，拇指方向指向軸線方向，四指方向與主動(dòng)輪轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同。（3）主動(dòng)輪的圓周力與轉(zhuǎn)動(dòng)方向相反（從動(dòng)輪的圓周力與轉(zhuǎn)動(dòng)方向相同），徑向力垂直指向軸線，軸向力與拇指方向相同。（4）錐齒輪軸向力指向大端。（5）從動(dòng)輪受力的方向用牛頓第三定律判斷。接觸線單位長(zhǎng)度上的最大載荷為：，其中K為載荷系數(shù)，

14、其值為：KKA Kv KKKA 使用系數(shù)，Kv 動(dòng)載系數(shù)，K齒間載荷分配系數(shù)，K齒向載荷分布系數(shù)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算公式為： ，其中，為齒形系數(shù)，是僅與齒形有關(guān)而與模數(shù)m無關(guān)，其值可根據(jù)齒數(shù)查表獲得，為應(yīng)力校正系數(shù)，齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算公式為：，齒寬系數(shù)齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核式： 其中，u齒數(shù)比，；ZE 彈性影響系數(shù)；ZH 區(qū)域系數(shù)；齒面接觸疲勞強(qiáng)度的設(shè)計(jì)式：斜齒輪傳動(dòng)的受力分析：錐齒輪傳動(dòng)的受力分析：蝸桿傳動(dòng)受力分析：機(jī)械傳動(dòng)練習(xí)題1. 如圖所示傳動(dòng)，試分析： 兩斜齒輪輪齒的旋向如何方可使軸所受的軸向力為最?。?蝸輪4輪齒的旋向； 蝸輪的轉(zhuǎn)動(dòng)方向； 蝸輪輪齒所受、

15、。（畫圖示出）解： 左旋，右旋 右旋 順時(shí)針 蝸輪輪齒所受、：2. 一閉式齒輪減速器，要求軸所受軸向力為最小時(shí)，兩斜齒輪輪齒的旋向應(yīng)如何？并畫出斜齒輪4受的圓周力、徑向力及軸向力的方向。解： 左旋，右旋 斜齒輪4的受力：3. 圖示為單級(jí)斜齒輪減速器，傳遞功率（不計(jì)摩擦損失），軸為主動(dòng)軸，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)動(dòng)方向如圖示。已知中心距，齒數(shù)，法面模數(shù)，法面壓力角。試： 作圖表示齒輪2受各分力的方向； 齒輪2所受各力（、）的大??； 齒輪2所受法向力的大??；解： 求齒輪2所受的各力、 計(jì)算齒輪的轉(zhuǎn)矩： 計(jì)算螺旋角和 由 有 又 由于為主動(dòng)輪，為從動(dòng)輪，所以 各力的受力方向如圖。 齒輪2所受的法向力 4. 一對(duì)直齒

16、錐齒輪傳動(dòng)如圖所示：已知模數(shù)，分度圓壓力角，點(diǎn)數(shù)，齒寬，輸入軸轉(zhuǎn)速，傳遞功率為，試求從動(dòng)輪2受力的大小和方向（用分力表示）。解： 錐距： 由 又 ， ,， 5. 設(shè)兩級(jí)斜齒輪傳動(dòng)如圖所示：已知齒輪2：，；齒輪3：，；試問： 低速級(jí)斜齒輪的螺旋線方向應(yīng)如何選擇才能使中間軸上兩齒輪的軸向力方向相反？ 低速級(jí)螺旋角應(yīng)取多大數(shù)值才能使中間軸的軸向力互相抵消。解： 的旋向?yàn)橛倚?，如圖所示： 由 ， ， 6. 如圖所示蝸桿傳動(dòng)和圓錐齒輪傳動(dòng)的組合，已知輸出軸上的錐齒輪的轉(zhuǎn)向。 試確定蝸桿傳動(dòng)的螺旋線方向和蝸桿的轉(zhuǎn)向，并使中間軸上的軸向力能抵消一部分。 在圖中標(biāo)出各齒輪（蝸桿、蝸輪）在嚙合點(diǎn)各分力的方向。解

17、： 7. 手動(dòng)鉸車采用蝸桿傳動(dòng)。已知，卷筒直徑。試問： 欲使重物上升1，蝸桿應(yīng)轉(zhuǎn)多少轉(zhuǎn)？蝸桿的轉(zhuǎn)向？ 蝸桿與蝸輪間的當(dāng)量摩擦系數(shù)，該機(jī)構(gòu)能否自鎖？ 若重物，手搖時(shí)施加的力，手柄轉(zhuǎn)臂的長(zhǎng)度L是多少？解： 轉(zhuǎn)向如圖所示 自鎖 軸系零部件練習(xí)題1、 一非液體摩擦向心滑動(dòng)軸承，已知軸的軸速，軸的直徑，軸承寬度，軸承的徑向載荷，軸承材料為，其許用值，試校核此軸承。解： 結(jié)論：該軸承合格。2、 有一非液體潤(rùn)滑的向心滑動(dòng)軸承，最大許用值為1.5，軸的直徑，已知軸承材料的許用值為，。試求軸的轉(zhuǎn)速分別為以下三種數(shù)值時(shí)，軸的最大允許載荷各為多少？（1） （2） （3） 解：求軸的最大允許載荷 已知：，即， 當(dāng)時(shí)

18、當(dāng)時(shí) 當(dāng)時(shí)， 無解。3有一單列向心球軸承，型號(hào)為310，其額定動(dòng)載荷，額定靜載荷，軸的轉(zhuǎn)速，工作溫度小于（即）動(dòng)載荷系數(shù)此軸承受徑向載荷，軸向載荷。試計(jì)算此軸承的壽命。 e X Y X Y0.0280.22 1 00.561.990.0560.261.710.0840.281.550.110.301.450.170.341.310.280.381.15 解： 查表： （近似值，時(shí)，） 當(dāng)量動(dòng)載荷 壽命： 4、有一軸用一對(duì)46306軸承支撐，軸的轉(zhuǎn)速，軸上外載荷，尺寸如圖所示。載荷系數(shù)，溫度系數(shù)。試計(jì)算軸承的壽命。46306軸承額定動(dòng)載荷，內(nèi)部派生軸向力。 XYXY0.7100.410.85解：

19、已知：， ，。 求軸承的徑向載荷， 或 求軸承的內(nèi)部派生軸向力， 方向如圖所示。 求軸承1、2的軸向載荷， 軸往左竄 左端放松，對(duì)松端： 右端壓緊，對(duì)緊端： 求軸承1、2的當(dāng)量動(dòng)載荷 軸承1： ， 軸承2： 查表：， 由于 ，故取 計(jì)算軸承壽命（軸承1壽命最低） 5、某軸用一對(duì)36310軸承支承，軸承所受徑向載荷，。軸上軸向載荷。軸承的額定動(dòng)載荷，額定靜載荷，內(nèi)部派生軸向力，載荷系數(shù)，溫度系數(shù)。軸的轉(zhuǎn)速，軸承預(yù)期壽命，試校核軸承是否合用。 XYXY0.0290.40100.441.400.0580.431.300.0870.461.230.120.471.190.170.501.120.290

20、.551.020.440.561.000.580.561.00已知：， 。求軸承是否合用？ 解： 軸承1、2的內(nèi)部派生軸向力， 方向如圖所示。（內(nèi)部派生軸向力的方向與軸承面向的方向一致！指向喇叭口方向） 求軸承1、2的軸向力， 軸右竄，故左端放松，右端壓緊 松端： 緊端： 求軸承1、2的當(dāng)量動(dòng)載荷， 軸承1： 用外插法求e值： 用外插法求y值： ， 軸承2：，（近似?。?， 核算壽命 結(jié)論：該軸承合用。6、計(jì)算下圖所示滾動(dòng)軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷,現(xiàn)為已知值，軸承的，載荷系數(shù)附：1、 2、徑向載荷系數(shù)X，軸向載荷系數(shù)Y見表XYXY100.41.6已知：為已知（某值）， ，解： 軸承1、2的內(nèi)部派生力，

21、 方向如圖所示。 判“松”“緊”端 軸往右竄，左端“放松”，右端壓緊 松端： 緊端： 求軸承1、2的當(dāng)量動(dòng)載荷， 軸承1： ， 軸承2： ， 五、結(jié)構(gòu)改錯(cuò)題（20分/題）1、指出圖中所示軸系中的結(jié)構(gòu)錯(cuò)誤，用筆圈出錯(cuò)誤之處，并簡(jiǎn)要說明錯(cuò)誤的原因。解： 彈性擋圈為多余零件； 裝軸承段應(yīng)無鍵槽； 軸肩太高，不便拆卸； 應(yīng)無軸環(huán)，齒輪無法從右裝入，改為套筒固定，或齒輪用過盈配合實(shí)現(xiàn)軸向固定； 應(yīng)由鍵槽，周向固定； 此處應(yīng)加工成階梯軸； 端蓋不應(yīng)與軸接觸； 端蓋密封槽形狀應(yīng)為梯形； 平鍵頂部與輪轂槽間應(yīng)有間隙； 聯(lián)軸器無軸向固定，且與端蓋間隙太小，易接觸； 軸端部與端蓋間應(yīng)有一定間隙； 應(yīng)該有調(diào)整墊片。2、圖示為小錐齒輪軸系部件結(jié)構(gòu)圖，齒輪采用油潤(rùn)滑，軸承為脂潤(rùn)滑。指出途中不合理或錯(cuò)誤的結(jié)構(gòu)，在圖中用序號(hào)標(biāo)出，并按序號(hào)簡(jiǎn)要說明錯(cuò)誤原因。解： 沒有必要設(shè)圓螺母及軸上螺紋軸頭，因齒輪上Fa向右； 錐齒輪孔鍵槽是通的，以便于加工，且槽底與鍵頂面間有間隙； 軸環(huán)外徑太大，應(yīng)低