带式输送机传动装置减速器设计说明书--本科毕业设计论文.doc

燕山大学机械设计课程设计说明书题目： 带式输送机传动装置 学院（系）： 机械工程学院 年级专业： 11级机电2班 学 号： 110107010076 学生姓名： 颜培军 指导教师： 教师职称： 副教授 目录一传动方案的拟定.1二电动机选择计算及传动装置的运动和动力计算.11原始数据.12电动机类型和结构形式的选择.23传动参数系统的运动和动力参数.2三传动零件的设计计算.41蜗杆-蜗轮的选择计算.42斜齿轮传动选择计算.9四轴的设计和计算.161. 初步计算轴径.162轴的结构设计.173轴的强度校核.18五键联接的选择与校核.27 1. 键联接的选择.27 2. 轴上的键的静联接强度校核.27六滚动轴承的选择计算.28 1. 滚动轴承的选择.28 2. 滚动轴承基本额定寿命计算.28七联轴器的选择.30八润滑和密封的选择.301.蜗杆、齿轮及蜗轮的润滑.302. 滚动轴承的润滑.31 3. 密封形式的选择.31 九 减速器附件的选择31十 装配、拆卸时的注意事项33十一设计小结.34参考资料.35燕山大学课程设计说明书 设计及计算过程一、传动方案的拟定 减速器采用蜗轮-齿轮二级减速器，结构简单，紧凑，以实现在满足较大传动比的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的环境下工作。蜗杆传动布置在高速级，有利于啮合处油膜的形成，齿轮传动布置在低速级，可适当降低制造精度，降低成本；蜗杆下置式润滑条件较好。图1.1二.电动机选择计算及传动装置的运动和动力计算1原始数据1）运输链牵引力F=1835N2）运输链工作速度V=0.38m/s3）滚筒直径 D=0.30m2电动机类型和结构形式的选择按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列（IP44）三相异步电动机，封闭结构。1) 已知卷筒所需功率：设计及计算过程 ； 电机效率：73.5电动机功率： 2) 确定电动机转速卷筒转速 由于KW 所以在相关手册中查阅符合这一转速和功率范围的电机，综合考虑结构尺寸及成本，选择同步转速为1000rpm的电动机，型号为Y90L-6，其技术数据如下表：电机型号额定功率kW同步转速r/min额定转速r/minY90L-61.11000 91022.23 传动系统的运动和动力参数1) 计算总传动比： 2) 分配减速器的各级传动比：设计及计算过程 在蜗杆传动比范围内取，故齿轮传动，符合齿轮传动比的推荐值范围 3) 计算传动装置的运动和动力参数a) 计算各轴转速电机轴：1轴：2轴：3轴：b) 计算各轴输入功率电机轴：1轴：2轴：3轴：=c) 计算各轴输入转矩电动机输出转矩：1轴：设计及计算过程2轴： 3轴：将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴号功率P（kW）转矩T(N·m)转速n（r/min)传动比i效率电机轴0.99610.459101.000.99轴0.98610.3591015.040.80轴0.789 123.29 60.52.50.96轴0.758259.9924.21.000.98卷筒轴0.743290.1024.2三、传动零件的设计计算1蜗杆蜗轮的选择计算1) 选择蜗杆的传动类型设计及计算过程根据GB/T 100851988的推荐,采用渐开线蜗杆(ZI)。2) 选择材料、精度等级和蜗杆头数 材料：蜗杆 ：45钢，调质处理；蜗轮：铸锡青铜ZCuSn10P1，砂膜铸造。精度等级：初选取8级蜗杆头数：=2（由i=20取） 则圆整为303) 按齿面接触疲劳强度进行设计计算根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。计算公式  a) 查表得：9.47cos=9.26b) 确定载荷：微 震 ： 预估v23m/s，取Kv=1.1则K=1×1.1×1.1=1.21c) 作用在蜗轮上的转距：d) 查表得弹性系数： e) 蜗轮材料许用接触应力：设计及计算过程f) 计算m3qg) 查表取 所以 4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸a) 中心距 圆整为 120mm 变位系数X=b) 蜗杆 设计及计算过程 蜗杆头数 z1=2；直径系数 q=7.936；分度圆直径 =50mm；分度圆导程角 = 蜗杆齿顶圆直径 da1=d1+2×m×ha*=50+2×6.3=62.6mm蜗轮齿根圆直径 df1=d1-2×m×(hf*+c*)=34.25mmc) 蜗轮 蜗轮齿数 z2=30 蜗轮分度圆直径 d2=m×z2=6.3×30=189mm 蜗轮齿顶圆直径 da2=d2+2×m×（ha*+x）=202.6mm 蜗轮齿根圆直径 df2=d2-2×m×(hf*+c*-x)=174.89mm 蜗轮齿宽 圆整取d) 确定精度等级 故初选8级精度等级合适。5) 校核齿根弯曲疲劳强度 设计及计算过程a) 齿形系数：蜗轮有变位,变位系数当量齿数 由此，查表可得齿形系数b) 重合度系数： c) 许用弯曲应力 d) 弯曲应力 满足弯曲强度。6).精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T 100891988 圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f GB/T 100891988。设计及计算过程7) .热平衡核算。其中工作环境温度 ，散热系数 查得箱体面积 啮合效率（由Vs = 2.45 m/s ，= 1.645°）总效率 则工作油温为 满足温度要求。8） 复核设计及计算过程复核通过2斜齿轮传动选择计算1).选精度等级、材料及齿数a) 运输机一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。b) 材料选择：选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火）硬度为200HBS。c) 选齿轮齿数： 齿数比的误差为 d) 螺旋角：初取e) 齿宽系数：（轴承相对齿轮不对称布置）2).按齿面接触疲劳强度设计 a) 使用系数 查表取 KA=1设计及计算过程b) 动载系数 估计圆周速度 动载系数c) 查图取齿间载荷分配系数和齿向载荷分布系数分别为 d) 材料的弹性影响系数 查表得 e) 节点区域系数 查图取 ZH=2.43f) 重合度系数 设计及计算过程g) 螺旋角系数 h) 接触疲劳强度极限查图取 i) 应力循环次数 查表得 接触疲劳寿命系数 KHN1=1.18 KHN2 =1.25j) 计算接触疲劳许用应力取安全系数SH=1(失效概率为1%)则 故 取 代入公式得 设计及计算过程k) 圆周速度 l) 修正载荷系数m) 校正分度圆直径 n) 法向模数o) 中心距p) 修正螺旋角 q) 修正系数K 设计及计算过程 齿间载荷分配系数 s） 修正区域系数 t） 修正重合度系数因>1,取=1 ， u） 修正螺旋角系数 v） 修正小轮分度圆直径d1 w） 计算法向模数，所以合理 x）计算分度圆直径设计及计算过程y）齿顶圆直径da1=d1+2×m×ha*=79.54+6=85.54mmda2=d2+2×m×ha*=200.45+6=206.45mmz）齿根圆直径df1=d1-2×m×(hf*+c*)=79.54-2×3×1.25=72.04mmdf2=d2-2×m×(hf*+c*)=200.45-2×3×1.25=192.95mma）齿宽3）按齿根弯曲疲劳强度校核a) 重合度系数b) 螺旋角系数设计及计算过程计算当量齿数c) 查取齿形系数 YFa1=2. 53，YFa2=2.25d) 查取应力集中系数 YSa1=1.63，YSa2=1.77e) 计算弯曲疲劳许用应力 F=KFN·Flim/SH弯曲疲劳极限应力 Flim1=450MPa，Flim2=390MPa查取寿命系数 由N=8.48×10 得 KFN1=KFN2=1安全系数 SH=1 (取失效概率为1%)则 F1=1×450/1=450MPaF2=1×390/1=390MPaf) 代入公式计算弯曲应力故设计合理。 设计及计算过程参数整理于下表：mnq第一级120mm2306.3mm50 mm189mm7044 mm7.93614.15°第二级140mm25633mm79.54mm200.54mm70mm65mm四轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的45钢当轴的支撑距离未定时， 无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为： 考虑到各轴均有弯矩，取C=112，初算轴头直径 考虑到轴与电机轴相联接和轴要与带轮联接，d1和d3应增大3，且初算直径d1必须与联轴器孔相匹配及d3必须和联轴器孔相匹配；轴直接与轴承配合，考虑轴承为标准件，轴径需以0,5结尾；所以初设计及计算过程定，2轴的结构设计轴的轴向尺寸：轴肩分定位轴肩与非定位轴肩；定位轴肩轴径变化（68）mm；非定位轴肩轴径变化（13）mm。综合考虑，联轴器孔径、标准轴承孔径、密封圈高度，所以取轴径尺寸如图所示。轴的径向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与挡油板接触起到轴向固定作用，一般可取L=（13）mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（13）mm，靠近轴肩处的距离应取（57）mm，轴承透盖处外伸轴长取（1520）mm。1) （输出）轴的初步设计如下图： 装配方案：左端，联轴器，轴承透盖，深沟球轴承，套筒依次从轴的左端向右安装；右端，轴承端盖，深沟球轴承，套筒，低速级大齿轮，依次从轴的右端向左安装。尺寸设计方案：r) 轴段的设计 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴s) 器的设计同步，选用刚性固定式联轴器，选联轴器GY5Y型，其中其轮毂孔直径为35mm，轴孔长度82mm，相应的轴段的直径d=35mm，其长度小于毂孔长度，取82mm。t) 轴段设计 确定轴段的轴径需考虑联轴器的轴向定位u) 及密封圈的尺寸，所以综合考虑其他零件取42mm。v) 轴段的设计 轴段上安装轴承，考虑到大齿轮的轴向w) 力的存在，选用角接触球轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列，现暂取轴承为7209C其内经为45mm，外径为85mm, 轴向宽度为19mm。故选轴径为45mm，由于大齿轮的圆周速度大于2m/s，故轴承采用油润滑，为补偿箱体的设计及计算过程铸造误差，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁的距离x) ，故取轴的第三段为37mm。轴段的长度设计 轴段的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度和轴承端盖等零件有关，轴承端盖连接螺栓为GB/T M10×15,其安装圆周大于联轴器轮毂外径。为使轮毂半径不与端盖上的螺栓的拆装发生干涉，故取联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为15mm，壁厚及轴承旁螺栓同前，所以轴段的轴向长度为57mm轴段的尺寸设计 轴段上安装的是轴承，同一根轴上安装的是同一型的轴承，所以该轴段的轴径45mm，小齿轮距箱体内壁距离取为10mm, 所以轴长37mm轴段 的尺寸设计 轴段 上安装大齿轮，为便于齿轮安装，所以轴径取为47mm，根据齿宽64mm，该轴段的轴向距离为60mm轴段的径向距离 该轴段为齿轮提供定位，所以轴径为53mm由输出轴轴承处轴的直径d=45mm,查机械设计指导手册得到应使用轴承型号为7209C，a=18.2，B=19mm。 三、初定输出轴的校核：螺旋角： 分度圆直径：设计及计算过程 大齿轮受力：转矩：=301890Nmm 圆周力： 径向力：轴向力：i）计算轴承反力水平面： 垂直面： j）画出水平面弯矩图Mxy，垂直面变矩Mxz图，和合成弯矩图k）画出轴的转矩T图，T=301890Nmm 设计及计算过程l）轴材料为45刚，调制处理，查得，用插值法查得设计及计算过程 m）画当量弯矩M图 ,由图可知，在小齿轮剖面处的最大当量弯矩分别为：47mm由于 初选47mm远大于31.01mm，为了节省材料以及降低成本从新设计轴的尺寸。 按以上原则初定轴的尺寸如下：设计及计算过程由3轴放轴承处直径，查机械零件手册得到应该使用的轴承型号为7008C，D=68mm，B=15mm第二种输出轴的校核1、计算齿轮受力：螺旋角： 分度圆直径： 大齿轮受力：转矩：=301890Nmm 圆周力： 径向力：轴向力：设计及计算过程2、计算轴承反力水平面： 垂直面：3、画出水平面弯矩图Mxy，垂直面变矩Mxz图，和合成弯矩图4、画出轴的转矩T图，T=301890N·mm 设计及计算过程 5、轴材料为45刚，调制处理，查得，用插值法查得 6、 画当量弯矩M图 ,由图可知，在小齿轮设计及计算过程剖面处的最大当量弯矩分别为：<42mm在处只有扭矩，所以30mm所以第二次设计更为合理。2) 轴的初步设计如下图：装配方案是：左端，轴承端盖、左端轴承、套筒、蜗轮依次从轴的左端向右安装；右端，轴承端盖、右端轴承、套筒、小斜齿轮依次从轴的右端向左安装。尺寸设计方案：a) 轴段的设计 初算轴头，取，根据手册37页，为保证键的强度，蜗轮的轮毂宽为60mm取，则轴的长度为57mmb) 轴段和轴段的轴径设计 设计及计算过程 轴段上安装轴承，考虑到小齿轮和蜗轮轴向力的存在，选用角接触球轴承，其直径应既便于轴承安装又符合轴承内径系列，现暂取7206C,由手册查得其内经为30mm,外径为62mm，轴向宽度为16mm，通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故选，由于涡轮圆周速度大于于2m/s,故轴承采用油润滑，为补偿箱体的铸造误差，轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内，取蜗轮轮毂到内壁的距离为10mm所以轴长为40mm。 轴段和轴段都用于放轴承，所以直径为30mm，长度为35mm c) 轴段尺寸设计 由于轴段起到轴肩定位的作用，所以轴径取为41mm考虑大齿轮在运转时不会到达蜗杆的轴承座，初定长为20mmd) 轴段的尺寸设计轴段的径向尺寸轴段由轴段的定位轴肩知为33mm，该轴段的轴向尺寸为67mm3) (蜗杆)轴的初步设计如下图： 装配方案是：左端，联轴器、密封圈、端盖、套筒、左端轴承、依次从轴的左端向右安装；右端轴承、套筒、依次从轴的右端向左安装。 设计及计算过程 尺寸设计方案：a) 轴段的轴径定为14mm,其上安装联轴器，选用弹性=L1-(13),取l1为32mm.；b) 轴段的轴径 考虑到联轴器需要轴向固定级密封圈的尺寸，综合考虑定为20mm，由于轴段的长度设计，该轴段的长度处于轴上的零件有关外还与轴承座宽度及轴承端盖等零件尺寸有关，为方便不拆卸联轴器的条件下，故联轴器轮毂断面与端盖外端面的距离K1为(1520)mm,取K1=20mm，由量取知c) 轴段及轴段的设计 轴段及轴段上安装轴承，考虑到蜗杆受轴向力，径向力，切向力，所以选用角接触球轴承，轴段上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列，现暂取轴承7305C，查手册138页查的轴承内径25mm，外径为62mm，由于一根轴上用同一型号的轴承，故轴径为25mm，蜗杆轴承采用油润滑，通常液面高度应达到最低滚动体中心，且可以碰到轴承。d) 轴段和轴段的设计 该轴段起定位的作用所以轴径取为33mm，该两段轴的长度可由蜗轮外圆直径，蜗轮齿顶外圆与内壁距离和蜗杆宽，及壁厚，凸台高，轴承座长等确定长度为25mm和15mm。 e）和轴段用于圆螺母，来固定轴承，根据圆螺母标准选取这两段轴的直径为22mm，长度为16mm五键联接的选择与校核1.键连接的选择设计及计算过程减速器I轴、II轴、III轴上的键均选择普通圆头平键轴键槽部分的轴径为14mm，轴长32mm，所以选择普通圆头平键键 A5×22 键高 h = 5 mm轴左右两端键槽部分的轴径均为33mm，与蜗轮配合轴长57mm与齿轮配合轴长67mm，所以选择普通圆头平键蜗轮 键 A10×45 键高 h = 8 mm小齿轮 键 A10×56 键高 h = 8 mm轴联轴器键槽部分的轴径为30mm，轴长82mm，所以选择普通圆头平键键 A8×70 键高 h = 7 mm大齿轮键槽部分的轴径为42mm，与齿轮配合轴长60mm，所以选择普通圆头平键键 A12×56 键高 h = 8 mm2.轴上的键的静联接强度校核 大小齿轮45钢， （输出）轴 T=301890联轴器连接键： 满足要求连接大齿轮键 设计及计算过程 满足要求经校核III轴上选取的A12×56 GB/T 1096-79和A8×70 GB/T 1096-79均符合要求六滚动轴承的选择计算1.滚动轴承的选择由于传动装置采用蜗轮-蜗杆斜齿轮传动，存在一定的轴向力，故选用角接触和深沟球轴承配合使用。I轴选用一对角接触轴承和一个深沟球轴承配合，可承受较大的轴向力和径向力；根据轴径d=25mm，选滚动轴承型号为7350C和6105CII轴也同样有轴向力和径向力，选用的滚动轴承为7206CIII轴同样，但根据轴径d=40mm，选滚动轴承型号为7008C2.滚动轴承基本额定寿命计算现计算轴上的一对轴承的寿命。轴承型号为7008C，d=40mm，D=68mm，B=15mm，基本额定动载荷 Cr=20000N，基本额定静载荷=15200N，采用油润滑。1) 计算内部轴向力 受力如图 查表得 S=eFr（Y=1.23，e=0.4）设计及计算过程 则 2) 计算单个轴承的轴向载荷比较S2+Fa与S1的大小S2+FA=882.6+1064=1946.6N> S1由图示结构知，2轴承“放松”，1轴承“压紧”。则 Fa2=S2=882.6N，Fa1=S1+Fa=1548.6N3) 计算当量载荷 查表取 e = 0.4当 查表取 X = 0.44 Y =1.23 当查表取 X=1 Y=04) 计算寿命 取当量载荷较大值带入寿命计算公式由圆锥滚子轴承，取=3，则满足使用年限5) 静载荷验算 查表得X0=0.5，Y0=0.46，则P01= 0.5Fr1+0.46Fa1=0.5×1211.540. 64×1548.6=1596.87N设计及计算过程 P02=0.5Fr2+0.64Fa2=0.5×2206.50. 64×882.5=1668.05N < =15200N 轴承符合要求6) 极限速度验算查图得f11=1，f12=1，tan1=Fa1/Fr1=0.33，tan2= Fa2/Fr2=0.406查图得f21=0.995，f22=0.996，则f11f21nlim=1×0.995×11000=10945r/min>nf12f22nlim=1×0.996×11000=10956r/min>n 故选用7008C轴承符合要求。七联轴器的选择由于弹性柱销联轴器具有良好的综合性能，拆装方便，维护简单，成本较低并适用于中小功率的传动；所以该蜗杆齿轮减速器选择HT型弹性柱销联轴器I轴根据轴径d=14mm及转矩T=10.45，综合选取联轴器型号为HT1III轴根据轴径d=30mm及转矩T=301.89，综合选取联轴器型号为LT3八 润滑和密封的选择设计及计算过程1.蜗杆、齿轮及蜗轮的润滑 在减速器中，蜗杆的速度为2.998m/s，采用浸油润滑，但不高于蜗杆轴承最低一个滚动体中心高；大齿轮由于无法浸油所以采用惰轮润滑；小齿轮与大齿轮啮合润滑。2.滚动轴承的润滑 蜗杆轴浸泡于油液中，故蜗杆轴上的一对轴承采用油润滑；另外两对轴承处的零件轮缘线速度均大于2m/s，所以也使用油润滑。应注意采用油润滑轴承的时候，开油沟使油可以流到轴承座内。3.密封形式的选择为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度不是很大，采用密封圈式密封，I轴与轴承透盖间采用J形骨架式橡胶油封，III轴与轴承透盖间也采用J形骨架式橡胶油封；由于该减速器工作在室外，故应注意密封唇应背向轴承安装。在试运行过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。九减速器附件的选择1) 窥视孔盖 为了检查传动件啮合情况，润滑状态以及向 箱内注油，在减速器箱盖顶部开窥视孔，以便于检查传动件的啮合情况、润滑状况、接触斑点及齿侧间隙等;窥视孔应设在能看到传动零件啮合区的位置，并有足够大小，以便手能伸入操作;减速器内的润滑油也由窥视孔注入，平时将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。窥视孔盖的规格为140×140mm。设计及计算过程箱体上开窥视孔处设有凸台5mm，由于是室外环境一般且小批量生产，窥视口盖选择焊接，并用垫片加强密封，用4个M5螺栓紧固2) 通气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大对密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由逸出，以保证压力均衡，提高箱体缝隙处的密封性能。考虑到室外的工作环境，选用带纱网的通气器M27×1.5。3) 启盖螺钉 在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形，以免破坏螺纹。选用M10×35.GB/T5783-2000，4) 定位销 为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，两销尽量远些，以提高定位精度。定位销的直径为d=8mm，长度应大于箱盖和箱座连接凸缘的总厚度，以便于装卸。5) 吊环和起重吊钩 为了便于拆卸和搬运，在箱盖上开有环首铸出吊环，并在箱座上铸出吊钩。6) 油标尺 油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处。先确定右面高度，再确定油标尺的高度和角度，应使油孔位置在油面以上，以免油溢出。油标尺应足够长，保证在油液中。采用带有螺纹部分的管状油标尺M12。7) 放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低处，并安排减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的箱座外壁要有凸台，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加密封油圈以加强密封.选取M15X1.5的放油螺塞。十装配、拆卸时注意事项1) 装配前所有零件用煤油清洗（除轴承外），机体内不许有任设计及计算过程何杂物存在，内壁涂上不被机油浸蚀的涂料两次。2) 装配后检查减速器剖分面接触面及密封处，均不许漏油。剖分面允许涂以密封油漆或水玻璃，不允许使用任何填料。3) 在安装齿轮或蜗杆蜗轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定：蜗杆副按齿高接触斑点不小于55%，按齿长接触斑点不小于50%；齿轮副按齿高接触斑点不小于55%，按齿长接触斑点不小于50%，必要时可用研磨或刮后研磨以改善接触情况；当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通过蜗轮中间平面。4) 在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作，调整I轴上的角接触轴承轴向游隙为0.020.04mm，II轴和III轴上的角接触轴承的轴向游隙为0.030.05mm。5) 减速器装配好后应作空载试验，正反转各1小时，要求运转平稳，振动噪声小。联接固定处不得松动。负载试验时油地温升不得超过35，轴承温升不得超过40。6) 减速器表面涂灰色油漆，外伸轴及其零件需涂油包装严密，运输和卸载时不得倒置。十一设计小结完成此次机械设计我有很大的收获，首先总结我所设计的蜗杆齿轮减速器，有优点也有不足之处，优点主要有选取的螺栓以及一些减速器配件等比较合理，轴的强度、寿命，轴承的强度、寿命以及键的强度、寿命均符合要求，三个轴的尺寸设计比较合理等；主要不足是大齿轮的外径不够大在工作时不能进行浸油润滑，只能安装惰轮。其次在这26天624小时的课程设计中，我从未迟到早退，认真进行设计学习。我深刻理解到作为一个机械工程师所需要的耐心与严谨的思维，设计是要反复思考、反复修改，要以坚实的知识基础为前提的，这次课程设计让我发现自己在知识方面的欠缺，以及基础的不扎实，借助这次课程我又重温了一遍学过的机械设计、互换性、机械制图等课程的知识；我通过这624小时的设计学习，我对二维CAXA软件有了更深的了解与学习。总之，通过本次课程设计，在学习方面，更多的设计以及耐心、仔细等态度方面我有了很大的提升。最后，感谢老师在这37440分钟以来的耐心指导，很大程度的帮助了我更好的完成本次课程设计，给我的学习带来了很大提高。结果 公式和有关数据引自机械设计课程设计指导手册第117页第120页结果 主要参数：电动机型号Y90L-6结果i1=15.04i2=2.5n1=910r / minn2=60.5r/ minn3=24.2r/ minP1=0.996kWP2= 0.