机械设计基础期末复习考试总结.docx
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机械设计基础期末复习考试总结
机械设计基础期末复习总结
第一章绪论
A.构件是组成机械的基本运动单元，可以由一个或多个零件构成的刚性结构
B.零件是机械的制造单元
C.机械零件的主要失效形式：
1）断裂
2）过大的变形（过大的弹性形变）
3）表面失效
4）正常工作条件遭破坏而引起的失效
D.机械零件常用材料：
1）金属材料
a）钢
b）铸铁
c）有色合金
2）非金属材料
a）有机高分子材料
b）无机非金属材料
c）复合材料
第二章平面机构分析
A.运动副：
使构件与构件之间直接接触并能产生一定相对运动的链接分类：
1）低副：
面接触
a）移动副
b）转动副
2）高副：
点或线接触、球面副、螺旋副
B.构件（每个构件至少有两个运动副）
1）固定件（机架）：
在一个机构中有且只有一个构件为机架
2）原动件（主动件/输入构件）：
运动和动力由外界输入
3）从动件（输出构件）
C.平面机构的自由度
1）计算公式：
F=3n-2PL-PH
2）平面机构具有确定运动的条件：
F>0
自由度等于原动件数*机构的自由度即是平面机构所具有的独立运动的数目
3）计算平面机构自由度注意事项：
a）复合铰链：
两个以上构件在同一条轴线上用转动副连接*N个构件汇交而成的复合链具有（N-1）个转动副
b）局部自由度：
机构中出现的与输出构件运动无关的自由度*计算时，应除去不计
c）虚约束：
运动副带入的约束对机构自由度的影响是重复的，对机构运动不起新的限制作用的约束常见虚约束：
Ø两个构件之间组成多个导路平行的移动副时
Ø两个构件之间组成多个轴线重合的转动副时
Ø机构中传递运动不起独立作用的对称部分*计算时，应除去不计
第三章平面连杆机构
A.平面连杆机构（平面低副机构）：
由若干个构件以低副连接组成的平面结构
B.
铰链四杆机构：
4为机架，1、3为连架杆，2为连杆曲柄：
能绕机架作整周转动的连架杆摇杆：
只能绕机架作一定角度往复摆动基本特性：
运动特性、传力特性基本类型：
1）曲柄摇杆机构：
连架杆中，一个为曲柄，一个为摇杆（通常，曲柄为原动件并作匀速转动时，摇杆作变速往复运动）
2）双曲柄机构：
两连架杆均为曲柄
3）双摇杆机构：
两连架杆均为摇杆（两摇杆长度相等时称为等腰梯形机构）
C.铰链四杆机构存在曲柄的条件：
1）整转副存在条件
a）最短杆长度+最长杆长度≤其余两杆长度和
b）整转副由最短杆与其邻边组成
2）曲柄存在条件（整转副位于机架上才能形成曲柄）
a）最短杆邻边为机架时，机架上只有一个整转副，故为曲柄摇杆机构
b）最短杆为机架时，机架上有两个整转副，故为双曲柄机构
c）最短杆对边为机架时，机架上没有整转副，故为双摇杆机构
*若最短杆长度+最长杆长度＞其余两杆长度和，则无论去哪个杆为机架都为双摇杆机构
D.急回特性P34：
曲柄摇杆机构中，曲柄虽作匀速转动，而摇杆摆动时空回程的平均速度却大于工作行程的平均速度。
用行程速比系数K表示
*若θ=0，K=1，则该机构无急回运动特性
若θ＞0，K＞1，则该机构具有急回特性，且θ越大，K越大，急回特性越显著
E.压力角：
作用在从动件C点的驱动力F与该点绝对速度VC之间所夹的锐角，可作为判断机构传力性能的标志P35传动角：
压力角的余角*机构运动时，传动角是变化的，必须规定传动角下限，否则，当传动角太小时，传力性能太差，有可能会使机构出现自锁现象
F.死点位置（传动角为零的位置）：
在摇杆CD摆到极限位置时，连杆2与曲柄1两次共线，从动件的传动角为0O，即连杆传给曲柄的力通过铰链中心A，不论此力多大，均不能使曲柄转动死点位置现象：
机构的从动件卡死或运动不确定消除死点位置不良影响：
对从动曲柄施加外力
利用飞轮及构件自身的惯性作用
第四章凸轮机构
A.凸轮机构（高副机构）：
由凸轮、从动件和机架组成，包含两个低副，一个高副分类P44：
1）按凸轮的形状分
a）盘形凸轮（凸轮的最基本型式）：
绕固定轴转动并且具有变化向径的盘状构件
b）移动凸轮：
盘形凸轮的转轴位于无穷远时，相对机架作直线运动的凸轮
c）圆柱凸轮：
移动凸轮卷成圆柱体型式的凸轮
2）按从动件的型式分
d）尖顶从动件：
从动件与凸轮接触的一端为尖顶
e）滚子从动件：
从动件与凸轮接触的一端为滚子
f）平底从动件：
从动件与凸轮接触的一端为平面
B.从动件的位移线图（B卷内容）：
1）
推程运动角：
从动件以一定的运动规律由离凸轮回转中心最近的位置A到达最远位置B，凸轮转过的相应角度
2）远休止角：
从动件与以O为圆心的圆弧BC接触，从动件在最远位置停止不动时，凸轮转过的相应角度
3）回程角：
从动件按一定运动规律返回到起始位置，凸轮转过的相应角度
4）近休止角：
从动件与以O为圆心的基圆圆弧DA接触，从动件在最近位置停止不动时，凸轮转过的相应角度
C.从动件常用运动规律
1）等速运动规律：
刚性冲击，运动开始、终止时，速度有突变，加速度无穷大
2）等加速运动规律：
柔性冲击，运动开始、终止时，加速度产生有限数值的突变
3）简谐运动规律：
柔性冲击，运动开始、终止时，加速度产生有限数值的突变
D.
压力角：
在不计摩擦的情况下，凸轮沿法线nn方向给予从动件的作用力F与从动件运动方向（速度方向）所夹的锐角a*压力角a越大，有效分力F1越小，有害分力F2越大，机构效率越低，设计时应使最大压力角不超过许用值*自锁现象：
当a大到一定程度，以致F2引起的摩擦阻力大于有效分力F1时，无论凸轮给予从动轮的作用力多大，从动轮都不能运动的现象（回程时，无自锁问题）
E.基圆半径r0：
r0越小，压力角a越大
F.滚子半径：
为了使凸轮轮廓在任何位置既不出现尖点，也不自交，滚子半径必须小于理论轮廓外凸部分的最小曲率半径
第六章齿轮传动
A.渐开线齿廓的啮合特点
1）渐开线齿廓能实现定比传动
2）中心距（一对相互啮合的齿轮回转中心之间的距离）可分性：
当实际中心距存在误差时，渐开线齿轮的传动比仍保持不变的特性
3）四线（过啮合点的公法线、啮合线、基圆的公切线、正压力作用线）合一
4）啮合角不变：
数值上等于渐开线在节圆上的压力角
B.直齿圆柱齿各部分名称及代号
1）轮齿：
齿轮上每一个用于啮合的凸起部分，在齿轮圆周上均匀分布的轮齿总数称为齿数，用z表示
2）齿顶圆——齿轮齿顶所在的圆。
其直径（或半径）用da（或ra）表示
3）齿根圆——齿轮齿槽底所在的圆。
其直径（或半径）用df（或rf）表示
4）分度圆——用来分度（分齿）的圆，该圆位于齿厚和槽宽相等的地方。
其直径（或半径）用d（或r表示）。
5）齿顶高——齿顶圆与分度圆之间的径向距离，用ha表示
6）齿根高——齿根圆与分度圆之间的径向距离，用hf表示
7）全齿高——齿顶圆与齿根圆之间的径向距离，用h表示。
显然有：
h=ha+hf
8）齿厚——任意直径为dk的圆周上，齿轮两侧齿廓间的弧长，用sk表示。
在分度圆上度量的弧长称为分度圆齿厚，用s表示
9）齿槽宽——任意直径为dk的圆周上，齿槽两侧齿廓间的弧长称为该圆上的齿槽宽，用ek表示。
在分度圆上的度量的弧长称为分度圆槽宽，用e表示
10）齿距——任意直径为dk的圆周上，相邻两齿同侧齿廓间的弧长称为该圆上的齿距，用pk表示，pk=sk+ek。
在分度圆上度量的弧长称为分度圆齿距，用p表示，p=s+e。
在基圆上度量的弧长称为基圆齿距，用pb表示，pb=sb+eb
11）法向齿距：
相邻两个轮齿同侧齿廓之间在法线方向上的距离，用pn表示，pn=pb
12）齿宽——齿轮轮齿的宽度（沿齿轮轴线方向度量），用b表示
C.直齿圆柱齿轮的基本参数
1）齿数z：
在齿轮圆周上均匀分布的轮齿总数
2）（分度圆）模数m：
分度圆齿距p与π的比值，单位：
mm分度圆直径d=mz分度圆齿距p=πm
3）压力角α：
渐开线上各点的压力角不等，分度圆上的压力角简称压力角。
国家标准规定，标准压力角α=20ο*分度圆是齿轮中具有标准模数和标准压力角的圆
4）齿顶高系数ha*：
ha=ha*m
5）顶隙系数c*：
hf=（ha*+c*）m正常齿制：
ha*=1c*=0.25短齿制：
ha*=0.8c*=0.3
D.参数选择
1）齿数比u：
u=z2/z1≥1，过大的齿数比会增加传动装置的结构尺寸，并导致两齿轮轮齿的应力循环次数差别太大
2）齿数z：
在满足轮齿弯曲强度的条件下，宜取较多的齿数（相应得减小模数）
3）模数m：
模数m应满足轮齿弯曲强度要求，一般应使mn≥2mm，模数越大，抗弯强度越大
4）齿宽因数ψd：
增大齿宽能缩小齿轮的径向尺寸，但齿宽越大，载荷沿齿宽分布越不均匀
E.渐开线标准直齿齿轮的几何尺寸计算标准齿轮：
m、a、ha*、c*都为标准值，且e=s的齿轮
名称
代号
计算公式
分度圆直径
d
d=mz
齿顶高
ha
ha=ha*m
齿根高
hf
hf=（ha*+c*）m
齿高
H
h=ha+hf
顶隙
c
c=c*m
齿顶圆直径
da
da=d+2ha
齿根圆直径
df
df=d-2hf
基圆直径
db
db=dcosα
齿距
p
p=mπ
齿厚
s
s=0.5p=0.5mπ
齿槽宽
e
e=0.5p=0.5mπ
标准中心距
a
a=0.5（d1+d2）=0.5（z1+z2）m
基圆齿距
pb
pb=pcosα
分度圆处曲率半径
ρ
ρ=0.5dsinα
F.齿条：
齿轮的齿数无穷大时。
齿廓上各点压力角相等，标准值为20ο
G.渐开线齿轮的啮合
1）渐开线齿轮正确啮合条件：
两齿轮的压力角和模数分别相等，并等于标准值，即m1=m2=mα1=α2=α根据渐开线齿轮正确啮合的条件，传动比可表示为i=d2/d1=z2/z1
2）标准中心距（正确安装条件）：
两轮的分度圆相切，即分度圆与节圆重合，使齿侧的理论间隙为零时的中心距a为标准中心距，且a=0.5（d1+d2）=0.5m（z1+z2）*由于安装误差、齿轮热膨胀和润滑的需要，齿侧有必要缩小侧隙标准齿轮正确安装时，啮合角在数值上等于分度圆压力角，即α’=α
3）渐开线齿轮的连续传动条件：
实际啮合线B1B2的长度大于或等于齿轮的法向齿距B2K，由于B2K=pb，齿轮传动条件可表示为：
B1B2≥pb，ε=B1B2/pb≥1
H.根切现象：
用展成法加工加工齿轮时，若齿数过少，刀具齿顶线就会超过理论啮合线的上界点，这时被加工齿轮根部的渐开线齿廓将被刀具的齿顶切去一部分的现象*根切后，齿轮抗弯强度降低，重合度减少，应设法避免对于渐开线直齿圆柱齿，不发生根切的最少齿数为zmin=2ha*/sin2α对于标准直齿圆柱齿轮，当α=20ο，ha*=1时,zmin=17
I.齿轮传动的失效形式
1）齿轮折断
a）齿轮过载折断
b）齿轮疲劳折断
2）齿面磨损（开式传动的主要磨损形式）
3）齿面点蚀（多发生在闭式软齿面齿轮传动）
4）齿面胶合（高速重载齿轮主要失效形式）
5）塑性形变
J.常用齿轮材料：
锻钢、铸钢、铸铁
第七章蜗杆传动
A.蜗杆传动：
由蜗杆蜗轮组成，一般蜗杆主动、蜗轮从动，用来传递空间两交错轴之间的运动和动力，一般两轴交错成90ο
B.蜗杆传动类型
按形状分：
1）圆柱蜗杆（应用最广）按蜗杆螺旋面形状分：
a）阿基米德蜗杆（ZA型）
b）渐开线蜗杆（ZI型）
c）法向直廓蜗杆（ZN型）
d）圆弧圆柱蜗杆（ZC型）*前三种为普通圆柱蜗杆
2）环面蜗杆
3）锥面蜗杆
C.蜗杆传动特点：
1）优点：
a）传动比大，结构紧凑。
（一般情况下，传动比i=10~40，最大可达80，若只传递运动，其传动比可达1000）
b）传动平稳，噪声小
c）可制成具有自锁性能的传动
2）缺点：
a）效率低（传动效率一般为0.7~0.8，当具有自锁性能时，效率小于0.5）
b）成本较高（为减轻齿面磨损及防止胶合发生，一般用青铜制造）
D.蜗杆传动的主要参数
1）模数m和压力角α蜗杆传动的正确啮合条件：
中间平面（通过蜗杆轴线并垂直于蜗轮轴线的平面，是蜗杆的轴面是蜗轮的端面）上蜗杆和蜗轮的模数和压力角分别相等，即ma1=mt2=mαa1=αt2=α*ma1为蜗杆的轴向模数mt2为蜗轮的端面模数αa1为蜗杆的轴向压力角αt2为蜗轮的端面压力角*对于ZA型蜗杆，轴向压力角αa1=20ο对于ZI型和ZN型蜗杆，法向压力角αn1=20ο对于两轮交错角为90ο的蜗杆传动，蜗杆在分度圆上的导程角γ等于蜗轮分度圆柱上的螺旋角β，且旋向相同即γ=β
2）导程角γ：
蜗杆分度圆柱上任意一点的切线与端面所夹的锐角tanγ=S/πd1=z1pa1/πd1=z1πm/πd1=z1m/d1*z1为蜗杆头数S为蜗杆螺旋线的导程pa1为蜗杆的轴向齿距
3）直径系数q：
蜗杆分度圆直径d1与模数m的比值，q=d1/m，则tanγ=z1/q意义：
减少加工蜗轮的刀具品种，有利于标准化，并能降低成本
4）蜗杆头数z1：
通常取1、2、4、6，当要求获得大传动比时，可取单头蜗杆，这样可以使结构紧凑，但传动效率低。
重载传动中，为提高效率，常取多头蜗杆，但缺点是头数多，导程角加大，使蜗杆的加工困难
5）蜗轮齿数z2：
z2=iz1，为了避免根切和考虑传动的平稳性，z2不应小于28齿，但齿数过多将使蜗轮尺寸增大，蜗杆长度增加，刚度下降，啮合精度降低，一般取z2=28~80*蜗杆传动中，蜗杆转一周，蜗轮转过z1齿，即转过z1/z2转，即传动比为i=n1/n2=z1/z2=d2/d1tanγ
E.蜗杆传动的滑动速度：
蜗杆传动啮合时，蜗杆的圆周速度和蜗轮的圆周速度相互垂直，所以有较大的相对滑动速度
F.蜗杆传动的失效（一般发生在蜗轮轮齿上）形式：
齿面胶合（铸造铝铁青铜或铸铁蜗轮）、磨损、点蚀（闭式传动的锡青铜蜗轮齿面）
G.蜗杆传动精度：
国家标准规定了12个精度等级，1级精度最高
H.蜗杆传动的效率：
包括啮合摩擦损耗的效率η1、轴承摩擦损耗的效率η2和搅油损耗的效率η3，总效率η=η1η2η3*总效率取决于η1
第八章带传动和链传动
A.带传动类型（按截面形状不同分）：
平带、V带、多楔带、同步齿形带（靠啮合传动）
B.
带传动的受力分析：
C.最大有效拉力的相关因素：
1）初拉力F0：
V带传动的最大有效拉力F与F0成正比，F0越大，带与带轮间的正压力就越大，传动时的极限摩擦力也就越大，传动能力越高。
但F0过大，带的弹性降低，易松弛，寿命降低，轴和轴承受力增大
2）小带轮上的包角α1：
α1增大，带与带轮的接触弧增大，传动时产生的摩擦力总和增加，传动能力提高*中心距越大，小带轮的包角越大，传动能力提高，但传动稳定性变差，结构不紧凑）*带传动的包角直接影响带传动的工作能力，包角减少，传动能力降低，通常验算小带轮的包角，应使α1≥120ο，若不满足，应增大中心距或加装张紧轮
3）摩擦系数f：
f越大，传动时产生的摩擦力总和就越大，传动能力也就越高。
而摩擦系数f受带及带轮材料、表面状况、工作环境等因素影响
D.带传动的应力分析
1）拉应力
2）离心拉应力
3）弯曲应力：
带在大小轮带上的弯曲应力是不相等的；而带轮的基准直径越小、带越厚，则带的弯曲应力就越大。
对普通V带传动，为了防止过大的弯曲应力，对每种型号的V带，都规定了相应的最小带轮基准直径dmin*最大应力出现在带的紧边进入小带轮处，最小应力出现在松边上
E.带传动的弹性滑动：
由于带的弹性及紧边与松边的拉力差引起的相对滑动现象，其大小与带传动传递的载荷成正比*打滑：
过载引起的全面的滑动，导致传动的失效，应当避免。
*弹性滑动：
拉力差引起，不可避免
F.滚子链的结构：
尽量采用偶数链节。
若用奇数链节，接头方式需有过渡链节，工作时弯曲的接头链板受附加弯曲应力的作用，强度只有其他链板的80%左右，故链长（以连接数表示）应尽量避免奇数链节*一般链条节数为偶数，但链轮齿数最好选取奇数，这样可使磨损较均匀*链的节距越大，其承载能力越大，但产生的冲击和动载荷也越大，运动不均匀性加剧（设计时应尽可能选用小节距的链，高速重载时可选用小节距多排链）
G.链传动的特点
1）优点
a）没有弹性滑动和打滑现象，能保持准确的平均传动比
b）传动尺寸相同，传动能力较大
c）传动效率高
d）不需要很大的张紧力，对轴压力较小
e）可在温度较高、湿度较大，有油污、腐蚀等恶劣条件下工作
2）缺点
a）由于瞬时传动比不恒定，工作中冲击、噪声较大，不及带传动平稳
b）不宜应用在高速、载荷变化很大和急速反向的传动中
*常应用于两轴中心距较大、要求平均传动比不变和瞬时传动比不要求严格的场合
第九章轮系
A.轮系分类
1）定轴轮系：
当轮系运转时，轮系中所有齿轮的轴线相对机架的位置都是不变的
2）周转轮系
3）复合轮系
B.定轴轮系的传动比：
运动输入齿轮与运动输出齿轮的角速度（或转速）之比ijk=ωj/ωk=nj/nk（计算时，不仅要确定数值，还要确定两轴的转动方向）
C.定轴轮系转向的确定
1）一对平行轴外啮合齿轮：
两轮转向相反
2）内啮合齿轮：
两轮转向相同
3）一对圆锥齿轮：
在节点具有相同速度，因而可用同时指向节点或同时背离节点的箭头表示
4）一对蜗杆蜗轮：
按左右手法则确定
D.
定轴轮系传动比大小的计算：
E.周转轮系传动比原周转轮系的转化轮系（假想的定轴轮系）：
给整个周转轮系加上一个绕中心轮轴（行星架轴线与之重合）旋转的公共加速度-nH后，该周转轮系中各构件之间的相对运动关系仍不变，但行星架的转速变为nH-nH=0，行星架便静止不动，此时，所有齿轮的几何轴线均固定不动，则该周转轮系转化为定轴轮系
第一十章联接
A.螺纹的类型
1）按圆柱直立时螺旋线绕行方向分：
右旋螺纹、左旋螺纹
2）按形成螺纹的螺旋线数目分：
单线螺旋（常用于联接，也可用于传动）、多线螺旋（主要用于传动）
3）按形成螺纹的平面图形（牙型）形状分：
三角形螺纹（主要用于联接）、矩形螺纹（主要用于传动）、梯形螺纹（主要用于传动）、锯齿形螺纹
B.螺纹联接的防松：
关键在于防止螺旋副的相对转动防松方法：
1）摩擦防松：
弹簧垫圈、对顶螺母、尼龙圈锁紧螺母
2）机械防松：
槽形螺母加开口销孔、圆螺母加带翅垫片、止动垫片
3）其他防松：
冲点法、胶接法、串联钢丝
C.键联接
1）键联接分类：
a）平键连接：
以键的侧面为工作面，上表面与轮毂键槽地面留有间隙，工作时依靠键与键槽的挤压传递转矩（常用平键：
普通平键、导向平键、滑键）普通平键按端部形状分：
ØA型（圆头）
ØB型（方头）：
应力集中较小，但键容易松动
ØC型（单圆头）：
仅用于轴端，键在轴上的固定良好，但轴上键槽端部引起的应力集中较大
2）半圆键联接
3）楔键联接
4）切向键联接
D.平键联接的强度校核
1）键的剖面尺寸（b×h）选取：
根据键槽所在轴段的直径d由标准选取，键长L一般略小于零件轮毂的长度，且需符合键长的标准系列
2）键联接的主要失效形式：
较弱零件（通常是轮毂）的工作面被压溃或剪断
第一十一章轴
A.轴的分类
1）按承受载荷的不同
a）转轴：
工作中既承受转矩又承受弯矩的轴，如齿轮减速器的轴
b）传动轴：
只承受转矩而不承受弯矩（或弯矩很小）的轴：
如汽车的传动轴
c）心轴：
只承受弯矩而不承受转矩的轴
Ø固定心轴，如自行车的前轮轴
Ø转动心轴，如机车的轮轴
2）按轴线的形状分：
直轴、曲轴、挠性轴*直轴按外形分：
光轴、阶梯轴或实心轴、空心轴
B.轴的结构设计轴上零件的轴向固定
1）轴肩和轴环：
轴肩和轴环的圆角半径r应小于零件毂孔圆角半径R或倒角C，轴肩和轴环的高度h应比R或C稍大
2）套筒：
常用于轴的中间段，对两个零件起相对固定的作用（不是为了加强轴的强度）
3）圆螺母：
当无法采用套筒或套筒太长时，可用圆螺母作轴向固定
4）弹性挡圈：
大多同轴肩联合使用，常用于滚动轴承或轴向力不大时的轴上零件的轴向固定
5）轴端挡圈（轴压板）：
常与轴肩相结合，实现双向固定
第一十二章轴承
A.非液体摩擦滑动轴承设计
1）向心轴承
a）轴承的压强p：
限制轴承压强p，既可防止因轴承表面过度磨损而引起的失效，也可保证润滑油膜不被挤出
b）轴承的pv（轴瓦材料的许用值）值：
pv值与摩擦功率耗损成正比，简略地表征轴承的发热因素。
轴承温升越高，越容易引起胶合等失效
*n为轴的转速，r/min
[pv]：
MPa·m/s
B.液体动压滑动轴承形成液体动压润滑应具备的条件：
1）轴颈与轴承孔之间形成收敛的楔形间隙
2）两表面间必须有一定的相对速度，相对运动方向应保证使润滑油从楔形间隙的大口流入，小口流出
3）润滑油应有一定的粘度，并且供油量充足
C.滚动轴承的基本代号（B卷内容）
内径代号
00
01
02
03
04~0
轴承内径
10
12
15
17
数字×5
D.角接触向心轴承的轴向载荷（接触角α越大轴承的内部轴向力Fs越大）
轴承类型
角接触向心球轴承
圆锥滚子轴承
α=15ο
α=25ο
α=40ο
Fs
eFr
0.68Fr
1.14Fr
Fr/（2Y）
E.轴的结构设计时应注意的问题
1）为便于零件的装拆，轴端应有45°的倒角，零件装拆时所经过的各段轴径都要小于零件的孔径
2）轴肩或轴环定位时，其高度必须小于轴承内圈端部的厚度
3）用套筒、圆螺母、轴端挡圈作轴向定位时，一般装配零件的轴头长度应比零件的轮毂长度短2－3mm，以确保套筒、螺母或轴端挡圈能靠紧零件端面
轴端的倒角 定位高度的要求 定位长度的要求
4）轴上有两个以上键槽时，应尽可能布置在同一条母线上，以利于加工
5）轴上磨削的轴段和车制螺纹的轴段，应分别留有砂轮越程槽和螺纹退刀槽，且后轴段的直径小于轴颈处的直径，以减少应力集中，提高疲劳强度。
键槽的布置 砂轮越程角 螺纹退刀槽
6）装配段不宜太长
F.改错实例
1）轴肩的高度应低于轴承内圈的厚度；
2）轴头的长度应比轮毂的宽度短1－2mm，套筒的高度应低于轴承内圈直径；
3）加工螺纹处应有螺纹退刀槽；
4）后轴段的直径应小于螺纹的小径。
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