偏心块振动式土壤夯实机的结构设计

偏心块振动式土壤夯实机的结构设计摘要：本文完成了蛙式打夯机的设计，具体包括对偏心块、轴、带轮、夯头架的结构设计，并对机器上主要构件(如轴、各主要连接螺栓)进行了强度校核计算。本文设计的蛙式打夯机结构小巧，装拆方便，在进行小面积薄铺层的平整和初步压实加工的过程中，能发挥较大的作用。已知夯机夯击次数可知偏心块的转动次数，即转动频率。电动机通过皮带、皮带轮带动轴转动，而偏心块是安装在轴上与轴同步转动的。因此可通过偏心块的转速知道轴的转速，又知道打夯机的冲击能量，就知道其做功的多少，通过计算求得偏心块的质量，从而对夯机偏心块的外形进行设计，电动机的选择、轴的设计、大小皮带轮的设计，再根据电动机、大小皮带轮选择皮带，根据轴和轴承选择轴承盖，进行轴承座的设计。通过以上设计夯机座。 最 终 完 成 了 蛙 式 打 夯 机 总 装 配 图 和 主 要 零 部 件 的 零 件 图 的 设 计 ， 并 完 成 了 输 出 大 带轮 和 心 轴 的 加 工 工 艺 及 工 装 的 设 计 。 关 键 词 ： 蛙 式 打 夯 机 ； 离 心 力 ； 结 构 设 计Eccentric vibratory soil compactors structural designAbstract : In the paper, the design tasks of the BRM include the structure design of eccentric, axis, belt wheel and ramming head. Strength of the major components such as shaft, connecting bolts is calibrated in the thesis. The BRM designed in the paper has features of compact structure and convenience for the assembling and dismantling, so it can play an important role to smooth the small area thin layer and to do the preliminary compaction process. Known tamping machine shows the number of times eccentric rotation, ie the rotation frequency. Motor via a belt pulley driven shaft, and the eccentric shaft is mounted to rotate in synchronization with the shaft. So you can know the speed through the speed of the eccentric shaft, and they know the impact energy tamping machine, you know how much of its work done by calculating the eccentric mass is obtained, and thus the shape tamping machine eccentric design, the motor selection, design shaft, pulley size design, according to the motor, the size of the belt pulley choice, according to the shaft and the bearing cap bearing selection, conduct bearing design. Through the above design tamping machine base.Finally, an assembling drawing of the BRM and the major part drawings are completed and the technological process of large output pulley and its fixture are designed, too Keywords: Ramming Breaststroke Machine; Centrifugal Force; Structure Design目 录1 绪论 .11.1 蛙式打夯机的发展现状 .11.2 本设计的设计目的 .11.3 打夯机的结构简图 .12 打夯机的总体设计 .33 偏心块设计 .43.1 偏心块的作用 .43.2 确定偏心块的质量 .43.3 跳摆部分质量 .53.4 夯锤对地面的冲击力 .64 电动机的选择 .74.1 传动装置的总体设计 .74.2 电动机的概述 .74.2.1 选择电动机容量 .84.2.2 确定电动机转速 .94.3 总传动比计算及各级传动比分配 .104.4 传动装置的运动和动力参数的计算 .115 V 带的选择 .135.1 V 带的概述 .135.2 带传动特点 .135.3 轴 v 带设计 .145.4 轴 v 带设计 .176 带轮设计 .216.1 带轮 1 的结构计算 .216.2 带轮 2 的结构计算 .216.3 带轮 3 的结构计算 .237 轴的设计 .257.1 轴的分类 .257.2 轴的材料 .257.3 轴的设计 .267.4 轴的设计 .318 轴承的设计 .388.1 轴承的选择与校验 .388.1.1 轴承概述 .388.1.2 轴承的载荷 .388.1.3 轴轴承的选择与校验 .388.1.4 轴轴承的选择与校验 .398.2 键的选择 .408.2.1 带轮 1 上的键的选择与校核 .418.2.2 带轮 3 上键的选择与校核 .418.3 毡圈选择 .428.4 偏心块紧固螺栓的选择 .439 轴承端盖的设计 .449.1 轴承端盖 1 的设计 .449.2 轴承端盖 2 的设计 .459.3 轴承端盖 3 的设计 .4510 底座设计及其用户手册 .4710.1 轴承座的设计 .4710.2 打夯机底座的设计 .4710.3 用户手册 .48结 论 .51参考文献 .52致 谢 .53附录 A 外文文献翻译 .541 绪论1.1 蛙式打夯机的发展现状 轻型压实设备蛙式打夯机是一种简易压实施工机械，市场拥有量巨大，但工作效率很低，而且安全性较差，一般只能进行小面积薄铺层的平整和初步压实工作。但随着振动平板夯和振动冲击夯的日趋成熟，以及在近期内的推广应用，从而使蛙式打夯机真正退出历史舞台。 蛙式打夯机的工作过程是通过带传动，在利用偏心块离心力的作用下使得夯体作上下冲击振动，从而压实物料。同时也是利用离心力的作用，使得机体得以自行移动。现阶段的蛙式打夯机在整体布局上没有多大的变化，而改进之处，一是原动机性能的不断革新，使得整机性能得到了较大的改进；二是对整机的移动和转动装置的改进，使得转向和前移更灵活自如，少与人工的干涉。其中在理论研究方面，西南石油学院有了较大的进展，他们在机体托盘下方安装了一个轴向转动装置，克服了以往机体转向费力的缺点，使得夯实转向工作能更轻易地进行。 蛙式打夯机的设计较简单，其主要结构为大小减速带轮、支承轴、夯头体、底板、以及支架等构件构成。现在市面上出售的打夯机，其主体部分都是通过焊接完成，这在结构造型上显得很灵活，可以根据不同的工作环境改变其构成，同时，焊接操作方便，简单，也便于以后对机器的改进。其采用的材料也主要以钢材为主，这在减小机器结构尺寸，增加机体刚性上取得了很好的效果，使得打夯机工作效率有了较大的提高。 1.2 本设计的设计目的 本次设计的蛙式打夯机在造型上较为传统，其体积较庞大，主要原因是它的夯头体和底板分别采用的是整体铸造成型，而在现有的打夯机中，其结构主要是采用型钢焊接，这在减小体积、加强机体总体紧凑性上得到了很好的解决。在本设计中，虽然底板和夯头体采用的是整体造型结构，但它并不影响机器的工作效率和动力特性。这样做的原因主要是为了能综合运用所学的知识，通过对它的总体的设计，使我在对知识的互相贯穿、相互链接上取得了不小的收益。虽然本设计的主要任务是蛙式打夯机的整机设计，但在实际的设计过程中，也涉及到了机械加工工艺及工装的设计，这在知识的结构面上得到了较全面的补充与统一。1.3 打夯机的结构简图打夯机的工作过程为：电动机 1 输出的转矩通过 V 带 3 传递给减速大带打夯机的工作过程为轮 5，在大带轮的支承轴 4 上有一个二级减速小带轮，转矩再通过 V 带传递给输出大带轮 6，带轮 6 是支承在轴 7 上的，同时通过螺栓将轴承座 8 和夯头架 10 连接起来，大带轮在转动的过程中，将带动连接在上的偏心块 9 一起转动。在离心力的作用下，将带动夯头底板 10 做上下冲击震动，从而压实物料。同时在离心力的作用下，将抬起底板 15 的右部分，起作用是减小底板与地面的摩擦力作用，从而使整机前移。1、电动机；2、出轴带轮 1；3、窄 V 带（SPZ） ；4、轴；5、减速大带轮 2； 6、输出大带轮 4；7、轴；8、轴承座；9、偏心块；10、夯头底板；11、连接螺栓；12、支承架；13、张紧螺钉；14、电机支架；15、底板图 1-1 蛙式打夯机结构简图2 打夯机的总体设计机械所需冲击能量为 ，冲击次数为 120-140（r/min）。mkg60已知夯机夯击次数可知偏心块的转动次数，即转动频率。电动机通过皮带、皮带轮带动轴转动，而偏心块是安装在轴上与轴同步转动的。因此可通过偏心块的转速知道轴的转速，又知道打夯机的冲击能量，就知道其做功的多少，通过计算求得偏心块的质量，从而对夯机偏心块的外形进行设计，电动机的选择、轴的设计、大小皮带轮的设计，再根据电动机、大小皮带轮选择皮带，根据轴和轴承选择轴承盖，进行轴承座的设计。通过以上设计夯机座（夯机拖盘、扶手、夯板、电缆搭环和开关、夯架） 。方案如下图 2-1 所示。3 偏心块设计3.1 偏心块的作用偏心块装在夯击轴的大带轮上，电动机通过皮带带动带轮转动，偏心块随之转动，通过偏心块转动产生离心力，当偏心块处于最高位置时，将夯架抬起，并且带动打夯机往前移，当偏心块处于最低点时，夯架落下，夯击地面起到夯实地面的效果。为了安装方便和使其转动平稳，把偏心块分为偏心块一和偏心块二。其大小形状相同。3.2 确定偏心块的质量在整机设计过程中，由于夯击能量 60Kgm，在次装置中，由于总力是偏心块离心和图 2-1 设计流程图夯头重力的合力，所以，在分析偏心块受力时应考虑到：当夯头被抬升至最高位置时，偏心块产生的离心力只需要克服夯头重力，即 。只有这样，离心力才能将夯头带起，并使重高 zGF整机前移。根据设计的目的和技术指标：已知夯击次数为 120-140 次/min ，偏心块每转一周，夯架夯击一次，所以可知：取偏心块的转速： min/130r(3-1)srad/3.46102式中 n：偏心块的转速（即夯击轴上带轮的转速） ；：偏心块的角速度。令偏心块的厚度为 30 mm 其他尺寸如图 3-1 所示。图 3-1 偏心块结构根据图 3-2 中尺寸，确定偏心块的重心到到夯击轴中心的距离 B：根据偏心计算公式 3-1：(3-2)m8.254603sin24sin0RB图 3-2 重心计算简图根据图 3-1 中偏心块的尺寸，计算其质量，由于偏心块受到较大的冲击载荷，在选择材料时，选用铸钢材料，其特性具有较高的强度，塑性和韧性，成本较低，在重型机械中用于承受较大负荷的零件，如轧钢机机架，水压机底座等。铸钢密度： 3/g8.7cm因此两块偏心块的质量为 m ：(3-3)g7.31025406.v2 K）（3.3 跳摆部分质量已知该打夯机的夯击能量为 E=60kgm =600 Nm 经查阅资料蛙式夯实机夯击能量的计算与测试方法 1知公式：(3-4)200rgHMEH:跳摆部分质量； M 自由落体势能；:偏心质量； 产生的偏心附加能量；0 0m已知该打夯机跳跃高度 H=200 mm；偏心块质量 =33.7 Kg；跳摆部分质量 M：0m（3-5） kg78.92.01)34(587.36gH20 EM3.4 夯锤对地面的冲击力偏心块做匀速圆周运动，在最高点靠重力和拉力的合力提供向心力，当拉力大小等于电动机连同打夯机摇摆部分的重力时，才能使打夯机底座刚好离开地面。设拉力为 T，当拉力大小等于摇摆部分的重力时，才能使摇摆部分刚好离开地面，即 (3-6)gM对偏心块： (3-7)rm2式中 m：偏心块的质量；M：跳摆部分质量；：偏心块的角速度；r：偏心块重心距夯击轴的距离。当偏心块位于最低点时，根据牛顿第二定律求出偏心块通过最低点位置时，对偏心块的拉力，对打夯机受力分析，求出地面的支持力，从而得知打夯机对地面的夯击力。当偏心块处于最低点时，对偏心块：(3-8) hLh9850)320( (3-9)mg1MT对打夯机受力： 21）（N因此打夯机对地面的冲击力：(3-10)NMF6.29107.38.9g)m( ）（4 电动机的选择4.1 传动装置的总体设计机器通常是由原动机、传动装置和工作机三部分组成。其中传动装置时将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它常具备减速（或增速） 、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用，所以说传动装置是机器的重要组成部分。传动装置的质量和成本在整部机器中占有很大的比重，整部机器的工作性能、成本费用以及整体尺寸再很大程度上取决于传动装置设计的状况。由于带传动具有运转平稳，噪声小并且有吸振、缓冲作用，过载时带与带轮之间将发生打滑而不致损坏其他零件。带传动结构简单，制造、安装及维护均较方便。所以次打夯机采用二级带传动。传动方案简图如图 4-1 所示。图 4-1 蛙式打夯机传动简图4.2 电动机的概述由于工业上用电一般为三相交流电源，因此除特殊要求以外一般应选取三相异步交流电动机，其中最常见的是笼式异步三相交流电机，它具有高效、节能、起动转矩大,噪声低,振动小,可靠性高,使用维护方便等特点。电动机已经系列化，设计中只需根据工作所需要的功率和工作条件，选择电动机的类型和结构形式、容量、转速，并确定电动机的具体型号。4.2.1 选择电动机容量电动机容量（功率）选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响，当容量小于工作需要时，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载发热量大而过早损坏，容量过大则电动机价格高，能量不能充分利用，经常处于不满载运行，其效率和功率因数都较低，增加电能消耗，造成很大浪费。电动机容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。电动机的发热与其运行状态有关。对于长期连续运转、载荷不变或变化很小、常温下工作的机械，只要电动机的额定功率等于或略大于所需电动机攻略 ，即 ，电动机在工作时就不会过热，而不必校验mP0P0m发热和启动力矩。（1）计算工作机所需功率 W由于系统的夯击能量 E=60Kgm=600Nm，偏心轮每旋转一周，对地面夯击一次，已知夯击次数：n=130r/min, 可以求出偏心轮每旋转一周所用时间 t： （4-1）s1360t因此工作机所需功率 ：WP（4-2）twEP式中 :工作机所需功率，Kw ； :夯击能量，J；WE则 w3.160K（2）确定电动机所需功率 dP电动机所需功率 由工作机所需功率和传动装置的总效率按下式计算d（4-3）mNT5.9（4-4）21a式中 ：电动机工作功率， ；k.3WK：从电动机到工作机的总效率；l20： v 带传动效率；：滚动轴承传递效率。2查资料机械课程设计简明设计手册 2表 1-7 取 ，96.01.2（4-5）91.0.96.02a（4-6）w43.awdKP（3）确定电动机额定功率 mP电动机的额定功率 通常按下式计算：（4-7）w86.143.1.1dm KP）（）（4.2.2 确定电动机转速容量相同的电动机，其同步转速由 3000r/min、1500r/min、1000r/min 、750r/min 四种。电动机转速越高，则磁极数越少，尺寸和重量越小，价格也越低。但电动机转速与工作机转速相差过多势必造成传动系统的传动比加大，致使传动装置的外轮廓尺寸和重量增加，价格提高。而选用较低转速的电动机，则情况正好相反，即传动装置的外轮廓尺寸和重量减小，而电动机的尺寸和重量增大，价格提高。因此，在确定电动机转速时，应进行分析比较权衡利弊，选择最优方案。已知偏心块的转速 n=130r/min查机械课程设计简明手册 2表 1-8：V 带的许用传动比： )42(i所以总传动比 ：ai（4-8）1642a ）（）（i电动机的转速范围 ：dn（4-9）min/r2085316d）（n符合这一范围转速的同步带转速有 1500r/min、1000r/min、750r/min ，查蛙式夯实机夯击能量的计算与测试方法 1知公式：表 10-8 查出三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案如表 4-1 所示。表 4-1 传动比方案比较方案电动机型号额定功率（Kw）电动机转速(r/min)传动比同步 满载1 Y100L-4 2.2 1500 1430 112 Y112M-6 2.2 1000 940 7.233 Y132s-8 2.2 750 710 5.46综合考虑电动机和传动装置尺寸，机构和传动比，方案 1 比较合适，故选用 Y100L-4型电动机，其主要性能如表 4-2 和安装尺寸如表 4-3 所示。4.3 总传动比计算及各级传动比分配（1）传动装置的总传动比的计算电动机选定以后，根据电动机满载转速及工作机转速，计算出传动装置的总传动比为 ：ai(4-10)1304mani式中： :电动机满载转速，r/min； :偏心轮转速，r/min。n（4-11）21ai式中 ： -轴 v 带传动的传动比； ：-轴 v 带传动的md9130传动比取 。41i（4-12）md2表 4-2 Y100L-4 型电动机主要性能电动机型号 额定功率（Kw） 同步转速（r/min） 满载转速（r/min）Y100L-4 2.2 1500 1430表 4-3 Y100L-4 型电动机外形尺寸中心高度 H 长宽高L2ACHD 安装尺寸 AB 轴伸尺寸 平键尺寸100 380287245 160140 2860 825处于 v 带传动的比 2 4 之间符合要求。1i传动比分配为 ， 。75.1ii4.4 传动装置的运动和动力参数的计算（1）各轴转速轴： 1430m1n）（ in/r轴： 527./i ）（ i/轴： /2 ）（ r（2）各轴的功率轴： 43.1d1P)(Kw轴： 37.1906.2 )(Kw轴： 71(3)各轴转矩轴： 5.9430p95mdd1 nT）（ mN轴： 1627.0 ）（轴： 5.930.95 np）（ 计算数值列表如下如表 4-4表 4-4 蛙 式 打 夯 机 各 轴 主 要 参 数 计 算 结 果轴 号 输 入 功 率 P（ Kw） 转 矩 T(Nm) 转 速 n（ r/min） 1.43 9.5 1430 1.37 25.16 520 1.3 95.5 1305 V 带的选择5.1 V 带的概述带传动是一种挠性传动。带传动可分为摩擦型传动和啮合型带传动。V 带的横截面呈等腰梯形，带轮上也做相应的轮槽。当传动时，V 带的两个侧面和轮槽接触，槽面摩擦可以提供更大的摩擦力。另外，V 带传动允许的传动比大、结构紧凑，大多数 V 带已标准化。 v 带传动 v 带传动也称三角带传动，通过楔形槽与 v 带之间的楔式作用来调高压紧力，因此在同样的预紧力条件下，v 带传动能产生更大的摩擦力，且传动比较大，结构较紧凑。V 带多已标准化，其截面尺寸和基准长度均有国家标准， v 带轮的基准直径及 v 带轮的轮槽有标准系列，故 v 带传动应用广泛。主要用于一般机械来传递中等功率及中等速度的场合。5.2 带传动特点带传动有以下优缺点：1、优点：1） 有弹性，能够承受冲击载荷并具有缓冲及减小振动的作用，运转噪声低。2） 结构简单，尺寸精度要求低。3） 可以不用外罩，不用润滑，维护简单。4） 制造成本低廉，特别是在中心距较大的场合，带轮配置简单。5） 可实现多用途传动6） 过载时带与带轮之间会产生打滑，故具有过载保护作用（齿形带除外） 。7） 在工作条件（载荷、摩擦因数）不变的情况下运转精度高。8） 可以用于远距离的传动。2、缺点：1） 体积较大、结构不紧凑。2） 由于预紧力的影响，带传动即便不工作，带和轴也会受力，且轴受到的载荷较大。3） 滑动率通常达 1%-3%，对传动比会有少许影响，弹性滑动不可避免，传动比不稳定。4） 只能适用于一定的温度范围，超出时带易失效。5） 通常带不耐酸、碱、油、水蒸气等，易腐蚀。6） 摩擦因数及带的伸长会影响到打滑和承载能力，而这又与灰尘、杂质、油类、温度、适度等有关。7） 不是完全弹性体，预紧力会发生变化，需要经常在张紧或采用自动张紧装置。8） 传动速度低、传递功率小。9） 带的寿命较短，易产生打火花，不宜用以易燃易爆的场合。5.3 轴 v 带设计已知电动机与轴之间用普通 v 带传动。选择异步电动机，其额定功率 P=2.2 kw，转速，从动轴转速 ；打夯机工作时有大的冲击，每天工作两班制min/1430rimin/530r工作。（1）确定计算功率 ：CP根据工作情况，查机械课程设计简明手册 2表 6-2 得工况系数 2.1AK（5-1）KwKPAC64.2.1式中 ：工作情况系数；AK：电动机的额定功率；P（2）选择 v 带型号根据 和 查机械课程设计简明手册 2图 6-4 选 A 型三角带wC64.2min/130r（3）确定小带轮直径 ：d查表 5-1 取 。 （要大于或等于最小直径，并符合直径系列）md10（4）确定大带轮直径 2大带轮直径 ：d（5-2）（ 12i式中 ：大带轮直径；：- 轴间传动比 ；1i75.21i：小带轮直径 ；d0d：弹性滑动率 取 。 mi 5.2690.1.12 ）（）（ 带入 5-2 式得： i7512）（）（查上表 5-1 取 m6d实际传动比 ：1i（5-3）7.20.521 ）（）（ i从动轮转速 ：2n表 5-1 普通 v 带带轮最小基准直径系列（GB/T 10412-2002） /mm型号 Y Z A B C D E最小基准直径 20 50 75 125 200 355 500注：1.基准直径的极限偏差为0.8%2. 普通 v 带带轮的基准直径系列是：20,22.4,25,28,31.5,35.5,40,45,50,56,63,67,71,75, 80,85，90,95,100,106,112,118,125,132,140,150,160,170,180,200,212,224,236,250,265, 280，300，315,335,355,375,400,425,450,475,500,530,560,600,630,670,710,750,800,900, 1000 （5-4） min/r6.5297.14302in转速误差 ：（5-5）%8.10.526.90 n对于带式输送机装置，转速误差在5%范围内是允许的。（5）验算带速 v：（5-6）m/snd48.71063106在规定的 5m/sv25m/s 范围内，合理（6）初选中心距 ：0a735.2)26510()61(02.002dd）（取 ma4（7）初选带长 0L（5-7）021210 4)()(a2addm7.396542（8）选择 v 带所需基准长度 dL查机械课程设计简明手册 2表 6-5 找到与 相接近的数据取 。m07.139mLd140（9）实际中心距 a（5-8）L4520.139402ad0（10）验算小带轮包角 1(5-9）3.57a18206.54经计算，小带轮包角取值合理。(11)计算单根 v 带的基本额定功率 1P根据 和 ,查资料机械课程设计简明手册 2表 6-9 用插值法取md10in/4301rA 型 v 带的 ：pkw29.162046.3.1 ）（12）额定功率的增量 1P根据 和 查资料机械课程设计简明手册 2表 6-9 用插值法，取得min/1r7.A 型 v 带的 ： kw148.0314620463.5.01 ）（ P（13）计算 v 带根数 z根据 查资料机械课程设计简明手册 2表 6-3 得包角系数: 7.1 95.0K根据 ，查资料 机械课程设计简明手册 2表 6-7 得带长修正系数dL96.0K(5-10)LCKPZ)(196. 96.0548.02取 Z（14）确定单根 v 带的预紧力 0F（5-11）20m)15.KZPFC（N56.14948.70.8722）（查资料机械课程设计简明手册 2表 6-4 A 型带每米长度质量 m/kg10.（15）确定带对轴的压力 ：QF（5-12）2in10SZFQN9.5827.156sin425.4 轴 v 带设计已知与轴之间用普通 v 带传动。选择异步电动机，其额定功率 P=2.2 kw，转速，从动轴转速 ； 与轴同样采用 v 带传动。打夯机工作时min/1430rmin/r6.529有大的冲击，每天工作两班制工作。（1）确定计算功率 2cP轴上的功率 （5-13）kw1.960.1根据工作情况，查机械课程设计简明手册 2表 6-2 得工况系数 2.1AKW53.2.2PKAC式中 ：工作情况系数（2）选择 v 带型号根据 和 查机械课程设计简明手册 2图 6-4 选 A 型三角带w53.2cmin/r6.29（3）计算传动比 ：i07.413.2ni式中 ：轴转速2：轴转速3（4）确定轴小带轮直径 3d查下机械课程设计简明手册 2表 5-1 取 。 （要大于或等于最小直径，并符md103合直径系列）（5）确定大带轮直径 4d大带轮直径 ：（5-14）（ 1324id式中 ：大带轮直径 ：-轴间传动比2i：小带轮直径3d：弹性滑动率 02.带入 5-14 式得： mdi 86.39.17.41324 ）（）（查机械课程设计简明手册 2表 5-1 取 。d40实际传动比 ：2i8.02.141342 ）（）（ di从动轮转速 ：n（5-15） min.98.6523 r/i转速误差 ：（5-16）%1.05.1309 n对于带式输送机装置，转速误差在5%范围内是允许的。（5）验算带速 v（5-17） m/snd7.21065910623（6）初选中心距 a1035)401(2)4(7. 3dd）（取 ma6（7）初选带长 1L（5-18）1243431 )()(2addm5.06062（8）选择 v 带所需基准长度 1dL查机械课程设计简明手册 2表 6-5 找到与 相接近的数据取 。m5.201Lm2401dL（9）实际中心距 2a（5-19）La 75