400mm輕型車床主傳動系統(tǒng)解析_第1頁
400mm輕型車床主傳動系統(tǒng)解析_第2頁
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文檔簡介

1、蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第1頁目錄1、 設(shè)計要求及用途.3.1.1要求.3.1.2用途.3.2、 設(shè)計意義.3.3、 設(shè)計內(nèi)容.3.3.1傳動設(shè)計.3.3.2擬定結(jié)構(gòu)式.4.3.3繪制轉(zhuǎn)速圖.4.3.4確定齒輪齒數(shù).5.3.5確定帶輪直徑.5.3.6驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差.6.3.7繪制傳動系統(tǒng)圖.7.4估算傳動件參數(shù),確定其結(jié)構(gòu)尺寸 .84.1確定傳動件計算轉(zhuǎn)速 .8.4.2確定主軸支承軸頸尺寸.8.4.3估算傳動軸直徑 .8.4.4估算傳動齒輪模數(shù).9.4.5普通V帶的選擇與計算.105.結(jié)構(gòu)設(shè)計.125.1帶輪設(shè)計.125.2主軸換向與制動機(jī)構(gòu)設(shè)計.125.3齒輪塊設(shè)計.1.25.4軸承的選擇.1.3

2、5.5主軸組件.135.6潤滑系統(tǒng)設(shè)計.1.35.7密封裝置設(shè)計.1.35.8主軸箱箱體設(shè)計 .146.傳動件驗算.146.1軸的強度驗算.1.46.2驗算花鍵鍵側(cè)壓應(yīng)力.166.3滾動軸承驗算 .1.66.4直齒圓柱齒輪的強度計算 .1.76.5技術(shù)要求及注意事項.19致謝.20參考文獻(xiàn).21.蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第2頁12 級機(jī)床變速箱設(shè)計摘要:傳動系統(tǒng)是指將動力機(jī)的運動和動力傳遞給執(zhí)行機(jī)構(gòu)或執(zhí)行末端件的中間裝置。組成傳動系統(tǒng)的一系列傳動件稱為傳動鏈, 所有傳動鏈及它 們之間的相互聯(lián)系組成傳動系統(tǒng)。而機(jī)床傳動系統(tǒng)的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢由 整體機(jī)床表現(xiàn)出來,我國現(xiàn)今企業(yè)機(jī)械加工機(jī)床大多數(shù)還是以普通車床

3、 為主,但數(shù)控機(jī)床占有率逐年上升,且在大中企業(yè)已有較多的使用, 在 中小企業(yè)甚至個體企業(yè)中也使用。但除少量機(jī)床以FMS模式集成使用夕卜,大都處于單機(jī)運行狀態(tài),并且有相當(dāng)?shù)囊徊糠质褂眯什⒉桓摺?而 世界上許多國家機(jī)床的發(fā)展正向著高速、 精密、復(fù)合、智能和綠色的數(shù) 控機(jī)床發(fā)展。本課題是以普通車床傳動系統(tǒng)為研究目標(biāo),從其主傳動系 統(tǒng)結(jié)構(gòu)入手,對其系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計、結(jié)構(gòu)組成分析、分級變速分析、傳動 件的計算分析等幾個方面進(jìn)行研究。為優(yōu)化傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和改善傳動系 統(tǒng)的精度及穩(wěn)定特性提供必要的理論依據(jù)。 通過本課題的研究,使機(jī)床 結(jié)構(gòu)更加緊湊,性能更加優(yōu)越,生產(chǎn)加工更加精密。關(guān)鍵詞:傳動鏈;傳動系統(tǒng);數(shù)控機(jī)

4、床;FMS蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第3頁1、設(shè)計要求及用途1.1 要求級數(shù)12,最低轉(zhuǎn)速n爲(wèi)=10 r / min,最高轉(zhuǎn)速nma1000r / min本課題主要的參考機(jī)床:CA61401.2 用途普通車床適用于各套筒類、軸類以及盤類零件上的回轉(zhuǎn)體表面的加工。 也可 用于車削端面、內(nèi)外圓錐面、外圓柱面,孔類加工(鉆孔、擴(kuò)孔、鉸孔、鏜孔) , 各種常用的螺紋以及滾花等,加工范圍較廣。由于機(jī)床結(jié)構(gòu)復(fù)雜,自動化程度不 高,故常用于單件、小批量生產(chǎn)。2、 設(shè)計意義通過對普通車床主軸變速系統(tǒng)的優(yōu)化設(shè)計,從而更加深入的了解了機(jī)床的結(jié)構(gòu),以及國內(nèi)外機(jī)床的發(fā)展趨勢。基本了解機(jī)床的設(shè)計構(gòu)思、方案分析、工藝性 分析,鞏固

5、了AutoCAD軟件,并且學(xué)會了編寫技術(shù)文件、查閱相關(guān)技術(shù)資料, 為以后的學(xué)習(xí)工作打下了堅實的基礎(chǔ)。3、 設(shè)計內(nèi)容3.1 傳動設(shè)計3.1.1已知條件1轉(zhuǎn)速范圍:nmin=10 r / min,nmax=1000 r/min2轉(zhuǎn)速級數(shù):123確定公比及最終極限轉(zhuǎn)速:蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第4頁3.2 擬定結(jié)構(gòu)式3.2.1確定變速組傳動副數(shù)目實現(xiàn)12級主軸轉(zhuǎn)速變化的傳動系統(tǒng)可以寫成多種傳動副組合:1)12=3X42)12=4X33)12=3X2X24)12=2X3X2 5)12=2X2X3方案1)2)可節(jié)省一根傳動軸。但是,其中一個傳動組內(nèi)有四個變速傳動 副,增大了該軸的軸向尺寸。這種方案不宜采用。根據(jù)

6、傳動副數(shù)目分配應(yīng)“前多后少”的原則,因此選擇方案3)3.1.2確定變速組擴(kuò)大順序當(dāng)變速傳動系中各變速組順序確定后,還有多種不同的擴(kuò)大順序方案。如本題:12=3X2X2方案,有下列六種擴(kuò)大方案:1)12=3X22X212)12=31X26X2a3)12=31X2aX264)12=34X21X225)12=3X21X226)12=3X2X21根據(jù)級比指數(shù)分配要“前密后疏”的原則,應(yīng)選用第三個方案。3.3 繪制轉(zhuǎn)速圖3.3.1驗算傳動組變速范圍第二擴(kuò)大組的變速范圍是r2=p0p1(p2-1)=1.413X2(2-1)=1.416=8符合設(shè)計原則要求。3.3.2分配降速比該車床主傳動系統(tǒng)共設(shè)有四個傳動

7、組,其中有一個是帶傳動。根據(jù)降速比 分配應(yīng)“前慢后快”的原則,確定各傳動組最小傳動比。u總二口門/nE=33.5/1500=1/44.810.951.952341/ =1/ +1/ +1/ +1/蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第5頁3.3.3繪制轉(zhuǎn)速圖蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第6頁3.4 確定齒輪齒數(shù)利用查表法由機(jī)械制造裝備設(shè)計一書中表2-8求出傳動齒輪齒數(shù)表3.1各傳動組齒輪齒數(shù)變速組第一變速組第二變速組第三變速組齒數(shù)和728089齒輪Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8Z9Z10Z11Z12Z13Z14齒數(shù)24483042363621594040187159303.5 確定帶輪直徑3.5.1確定計算功率根據(jù)公式垢門

8、藥,查表8-7知K=1.2,求得:PCa=1.2X4=4.8kW3.5.2選擇V帶的帶型根據(jù)計算功率PCa和小帶輪轉(zhuǎn)速ni,從圖8-11選取普通V帶的帶型3.5.3確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗算帶速v3IIIII電機(jī)圖一轉(zhuǎn)速度蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第7頁1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑ddi根據(jù)V帶的帶型,參考表8-6和表8-8確定小帶輪的基準(zhǔn)直徑ddi,應(yīng)使dd1(dd)min,求得:ddi=100mm(ddi)min=20mm2)驗算帶速v根據(jù)公式 .一,計算帶的速度,帶速不宜過高,一般應(yīng)使v=515m/s,最高不超過30m/s,求得:、二*100*144060*1000=7.54m/s符合要求。3)計算

9、帶輪的基準(zhǔn)直徑由_計算,并根據(jù)表8-8加以適當(dāng)調(diào)整,求得:dd2=1.411.95X100X(1-0.02)=192mm3.6 驗算主軸轉(zhuǎn)速誤差主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算:d1n= nEX- (1-)u1u2u3d2式中U1U2U3分別為第一、第二、第三變速組齒輪傳動比,&取0.05轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示:/n = |1齒 寬系 數(shù)傳遞功率P載荷系數(shù)K系 數(shù)AH系數(shù)AF許 用接 觸應(yīng) 力0HP許用齒根應(yīng)力CHF計算轉(zhuǎn)速nc系 數(shù)YFS模數(shù)mH模數(shù)mF選取模數(shù)m按齒面接觸疲勞強度第一Z1273.81611110517504.31.81.623速變組4086

10、79H=267AH/ 冊(羅)24第二Z2 2.873.71611110513754.42.52.23速變2608703組21第三Z3 473.61611110511324.63.73.14按輪齒彎曲疲勞強度速變50886叫如KPJS組18蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第11頁4.5 普通 V 帶的選擇與計算電動機(jī)轉(zhuǎn)速n=1440r/min,傳遞功率P=4K0傳動比i= ni/n2=ck/ddi=1440/750=1.92 ,兩班制,一天運轉(zhuǎn)16小時,工作年數(shù)10年。4.5.1確定計算功率取KA=1.1,貝U Pca=KAP=1.1 4=4.4KW4.5.2選取V帶型根據(jù)小帶輪的轉(zhuǎn)速和計算功率,選v型帶。4

11、.5.3確定帶輪直徑和驗算帶速小帶輪基準(zhǔn)直徑d1=100mm,d=d1i=100 1.92=192mm驗算帶速成v =罰小160如000其中n小帶輪轉(zhuǎn)速,r/min;d1-小帶輪直徑,mm4.5.4確定帶傳動的中心距和帶的基準(zhǔn)長度設(shè)中心距為ao,則0.7(d1d2)a0-2(d1d2)于是204.4乞a遼584,初取中心距為a0= 400mmr丫-rTE帶長L0=2a (d1d2)2 400節(jié)(100 192)J,1279v14 100 144060 1000=7.54m/s (5,30),合適。.(d2-dj24a。蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第12頁查表取相近的基準(zhǔn)長度Ld,Ld= 1250mm。帶傳

12、動實際中心距a=aLd-L0= 376.5mm2取a=385mm4.5.5驗算小帶輪的包角一般小帶輪的包角不應(yīng)小于120057 3:1=180-(dd2-ddjg=166。_900a4.5.6確定帶的根數(shù)PeaZ (Po:Po)k:.kL由dd1=100mn和m=1440r/min,查機(jī)械設(shè)計表8-4a得P0=1.32kw根據(jù)m=1440r/min,i=1.92和A型帶,查表8-4b得厶P0=0.15KW查表8-5的Ka=0.964.查表8-2得KL=1.11,于是Pr=(&+P0)Ka憶=(1.32+0.15)0.9641.11=1.57kw計算V帶的根數(shù)乙Z=Pca/Pr=4.4/

13、1.57=2.80取3根4.5.7計算帶單根V帶的初拉力的最小值(F0)min由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.1kg/m(2.5 Ka)Pca2蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第13頁(F)min=500qvKaZV其中:Pca-帶的傳動功率KW蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第14頁v-帶速,m/s;q-每米帶的質(zhì)量,kg/m;取q=0.1kg/m。v =1440r/min = 9.42m/s。帶入得(Fo)min= 133N應(yīng)使帶的實際初拉力Fo(Fo)min4.5.8計算作用在軸上的壓軸力ai166Fp)min=2z(Fo)minSin-1=2 3 133 sin792N2 25.結(jié)構(gòu)設(shè)計5.1 帶輪設(shè)計根據(jù)V

14、帶計算,選用3根A型V帶。為了改善它們的工作條件,保證加工 精度,采用卸荷帶輪結(jié)構(gòu)。5.2 主軸換向與制動機(jī)構(gòu)設(shè)計本機(jī)床屬于萬能性的輕型車床,適用于機(jī)械加工車間和維修車間。由于電 機(jī)換向不是很頻繁,為簡化結(jié)構(gòu)、節(jié)約成本,電機(jī)的正反轉(zhuǎn)由電路控制實現(xiàn),而 制動器采用閘帶式制動器,并根據(jù)制動器設(shè)計原則,將其放在靠近主軸的較高轉(zhuǎn) 速的川軸上。5.3 齒輪塊設(shè)計機(jī)床的變速系統(tǒng)采用了滑移齒輪變速機(jī)構(gòu)。 根據(jù)各傳動軸的工作特點,基本 組、第一擴(kuò)大組以及第二擴(kuò)大組的滑移齒輪均采用了整體式滑移齒輪。 所有滑移 齒輪與傳動軸間均采用花鍵聯(lián)接。從工藝角度考慮,其他固定齒輪(主軸上的齒輪除外)也采用花鍵聯(lián)接。由于主軸

15、直徑較大,為了降低加工成本而采用了單鍵聯(lián)接。蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第15頁各軸采用的花鍵分別為:1軸:6X26X30X6U軸:6X32X36X6川軸:8X42X46X8I川軸間傳動齒輪精度為8級,川W軸間齒輪精度為7級。5.4 軸承的選擇為了裝配方便,1軸上傳動件的外徑均小于箱體左側(cè)支承孔直徑,并采用 深溝球軸承,查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計一書表211,選擇深溝球軸承型號為6205。為了便于裝配和軸承間隙調(diào)整,U、川軸均采用了圓錐滾子軸承查機(jī)械 設(shè)計課程設(shè)計一書表213,H軸選擇圓錐滾子軸承型號為30206,川軸型號 為30208。W軸為主傳動軸,承受載荷比較大,前支承采用雙列圓柱滾子軸承型號3182121

16、,后支承采用角接觸球軸承型號為7315AC傳動軸軸承均采用7級精度。主軸軸承采用6級精度。5.5 主軸組件本車床為普通精度級的輕型機(jī)床,為了簡化結(jié)構(gòu),主軸采用了軸向后端定位 的兩支承主軸組件,前支承采用雙列圓錐滾子軸承,后支撐采用角接觸球軸承。 為了保證主軸的回轉(zhuǎn)精度,主軸前后軸承均采用壓塊式防松螺母調(diào)整軸承的間 隙。5.6 潤滑系統(tǒng)設(shè)計主軸箱內(nèi)采用飛濺潤滑。油面高度為65mm左右,甩油輪浸油深度為10mm左右。潤滑油型號為:HJ3O卸荷皮帶輪軸承采用脂潤滑方式。潤滑脂型號為:鈣質(zhì)潤滑脂。5.7 密封裝置設(shè)計I軸軸頸較小,線速度較低,為了保證密封效果,采用皮碗式接觸密封蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第16頁

17、而主軸直徑大、線速度高,則采用了非接觸式密封。卸荷皮帶輪的潤滑采用毛氈 式密封,以防止外界雜物進(jìn)入。5.8 主軸箱箱體設(shè)計箱體材料采用HT2O0經(jīng)過鑄造加工而成。外形采取了各面間直角連接方 式,使箱體線條簡單、明快。主軸箱采用了箱體底面和兩個導(dǎo)向塊為定位安裝面, 并用螺釘和壓板固定。安裝簡單、定位可靠。6.傳動件驗算6.1 軸的強度驗算1)由于機(jī)床主軸箱中傳動軸的應(yīng)力都比較小,驗算時,通常用復(fù)合應(yīng)力公式進(jìn)行計算:122.M20.5T2W%a許用應(yīng)力,考慮應(yīng)力集中和載荷循環(huán)特性等因素。W軸的危險斷面的抗彎斷面系數(shù);ca花鍵軸的抗彎斷面系數(shù)兀d4+zb(D -d)(d + D)232D32D蚌埠學(xué)

18、院課程設(shè)計第17頁其中d花鍵軸內(nèi)徑;D花鍵軸外徑;b花鍵軸鍵寬;z花鍵軸的鍵數(shù)。T在危險斷面上的最大扭矩T = 955X104njN該軸傳遞的最大功率;nj該軸的計算轉(zhuǎn)速;M該軸上的主動被動輪的圓周力、徑向力所引起的最大彎矩蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第18頁齒輪的圓周力:Pt= 2T/D,D為齒輪節(jié)圓直徑。直齒圓柱齒輪的徑向力:Pr= 0.5 Pt.求得齒輪的作用力,即可計算軸承處的支承反力,由此得到最大彎矩對于軸I、U,由表得=70MPa;對于軸川,;=70MPa由上述計算公式可計算出:軸I:%a=50.2MPa-;軸U:%a=51.3MPa 二;軸川:%a=61.1MPa-。故傳動軸的強度校驗符合設(shè)

19、計要求2)由于主動軸所受的載荷比較大,在載荷的作用下,將產(chǎn)生彎曲或者扭曲變形, 若變形量超過允許的限度,就會影響軸上零件的正常工作,甚至?xí)适C(jī)器應(yīng)有 的工作性能,所以需要進(jìn)行剛度校核。查機(jī)械設(shè)計得公式:式中:T軸所受的扭矩,Nmm;G-軸的材料的剪切彈性模量,MPa,對于鋼材,G=8.1 104MPa;閔4/1 p _IP軸截面的極慣性矩,mm對于圓軸,32;GIp代入數(shù)據(jù)得;= 5.73 104= 5.73 1095500003*61908.1 1044二4232= 0.887( )/m蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第19頁為軸每米長的允許扭轉(zhuǎn)角,與軸的使用場合有關(guān)。對于一般的傳動軸,可取蚌埠學(xué)院課程設(shè)

20、計第20頁;=0.51()/m;所以本軸滿足條件6.2 驗算花鍵鍵側(cè)壓應(yīng)力花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應(yīng)力為:式中:Tmax-花鍵傳遞的最大扭矩;D、d花鍵的外徑和內(nèi)徑;z-花鍵的齒數(shù);l -工作長度70mrp:載荷分布不均勻系數(shù),通常取為0.75;-jy =30MPa225.54MPa(30 -26 ) 70 6 0.75軸U; ;r=8.95MPa軸川;y=14.29MPa使用上述公式對三傳動軸上的花鍵校核,結(jié)果符合設(shè)計要求6.3 滾動軸承驗算機(jī)床的一般傳動軸用的滾動軸承,主要是由于疲勞破壞而失效,故應(yīng)對軸承 進(jìn)行疲勞壽命驗算。下面對按軸頸尺寸及工作狀況選定的滾動軸承型號進(jìn)行壽命 驗算,參考機(jī)床

21、課程設(shè)計指導(dǎo)書:CfLh=500(n廠T(h/ffKsQP式中,Lh額定壽命 (h/;軸承許用壽命,查表3-19可知為1000030000 h/;jy8Tmax2 2(D -d )lz:W% MPa8 9550000鬻軸I;蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第21頁Ks壽命系數(shù),不考慮交變載荷對材料的強化影響時:= KNK.;KN功率利用系數(shù),查表3-20為0.58;Kn 轉(zhuǎn)速變化系數(shù);查表3-22得0.81;K 齒輪輪換工作系數(shù),可由表3-32查得0.75;P當(dāng)量動載荷N ;使用上述公式對主軸軸承進(jìn)行壽命校核,所選軸承符合設(shè)計要求6.4 直齒圓柱齒輪的強度計算在驗算主軸箱中的齒輪強度時,選擇相同模數(shù)中承受載荷

22、最大的、 齒數(shù)最小 的齒輪進(jìn)行接觸和彎曲疲勞強度驗算。一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸疲勞強 度,對低速傳動齒輪主要驗算彎曲疲勞強度。根據(jù)以上分析,現(xiàn)在對I軸上齒數(shù)為24的齒輪驗算接觸疲勞強度,對W軸 上齒數(shù)為30的齒輪驗算彎曲疲勞強度。6.4.1對于齒數(shù)為24的齒輪按接觸疲勞強度計算齒輪模數(shù)mn: =10/3;軸承額定動負(fù)荷,查有滾動軸承的手冊,單位10:3 m3100.3 90= 0.74工作情況系數(shù);由表3-30可取為1.1;N;壽命系數(shù),對于球軸承:= 3;對于滾子軸承:=16338x3(i -1)KdKcKbKsN:mZ1*j2mm速度系數(shù),蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第22頁式中:N傳遞的額定功

23、率KW(此處忽略齒輪的傳遞效率);nj計算轉(zhuǎn)速;蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第23頁nw= 2673KdKcKbKsN爲(wèi)乙njY:m齒寬系數(shù),此處值為6;Z1為齒輪齒數(shù);i大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比,“+”用于外嚙合,“一”用于內(nèi)嚙合,此處為外嚙合,故取“+”;Ks-壽命系數(shù):Ks= KKKK;KT工作期限系數(shù):T齒輪在機(jī)床工作期限內(nèi)的總工作時間,查表取10000h;n1 齒輪的最低轉(zhuǎn)速,此處為750r/min;c0基準(zhǔn)循環(huán)次數(shù),由表3-20得C0= 107;m-疲勞曲線指數(shù),由表3-20得m = 3;Kn 轉(zhuǎn)速變化系數(shù),由表3-22得Kn= 0.71;KN功率利用系數(shù),由表3-21得懇=0.58;Kq 材料

24、強化系數(shù),由表3-23得Kq= 0.7;Kc-工作狀況系數(shù),考慮載荷沖擊的影響,取匕取1.2;Kd 動載荷系數(shù),由表3-27得=1.2;Kb齒向載荷分布系數(shù),由表3-26得& = 1; 許用接觸應(yīng)力,由表3-29得;= 1100MPa;代入以上各數(shù)據(jù)計算得= 163383(2 1)匕1*2 121.03彳84V241100750mj= 2.87mm ,故所選模數(shù)2 mm不符合設(shè)計要求。所以調(diào)整模數(shù)為3mm6.4.2對于齒數(shù)為30的齒輪按彎曲疲勞強度計算齒輪模數(shù)mKT“6niT Co=360 750 10000*56io7mj= 2.87蚌埠學(xué)院課程設(shè)計第24頁其中丫一一齒形系數(shù),從表3

25、-28查得0.444上w】一一 許用彎曲應(yīng)力,由表3-29得二w= 320MPa;其余各參數(shù)意義同上,代入數(shù)據(jù)計算;=26731.2 1.2 1 1.03W 6x30 x320 x95x0.444mw=2.27mm所選模數(shù)為4mm符合設(shè)計要求6.5 技術(shù)要求及注意事項1)裝配齒輪時,注意齒輪的位置及其端面方向;鍵槽與鍵對準(zhǔn);有墊片時, 注意其位置。2)按照要求,先把零件裝成組件,再進(jìn)行裝配。3)裝配軸承座或軸承蓋時,注意削邊方向及螺釘孔是否與螺紋孔對準(zhǔn)。裝 調(diào)整圓螺母時,注意其基準(zhǔn)面方向。4)在裝配過程中,如遇到阻力很大或敲擊聲音異常,應(yīng)停止裝配,檢查原 因,不能盲目蠻干。5)裝配每根軸后,應(yīng)對其進(jìn)行檢查,若有軸向竄動或運轉(zhuǎn)過緊現(xiàn)象,應(yīng)進(jìn) 行調(diào)整。6)裝配各操縱手柄軸時,應(yīng)保證旋轉(zhuǎn)靈活自如,各換擋位置定位可靠,各 對嚙合齒輪軸向錯位不得大于1 mm注意手柄上定位調(diào)整螺釘?shù)乃?/p>

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