机械专业课程设计正文.doc

目 录第1章传动方案的拟定21.1原始数据21.2传动方案的确定2第2章电动机的选择及运动参数的计算32.1电动机的选择32.2计算传动装置的总传动及其分配52.3 计算传动装置的运动和动力参数6第3章 带轮设计计算73.1 V带设计计算7第4章 箱内传动件设计104.1高速齿轮传动设计104.2低速齿轮传动设计14第5章 装配草图前期准备205.1 轴径初算及轴承初选215.2轴承与联轴器的选择215.3减速器箱体的设计225.4减速器的润滑选择235.5减速器的密封23第6章轴的结构设计246.1确定轴的径向尺寸246.2确定轴的轴向尺寸242.3 确定轴上键槽的位置和尺寸25第7章 轴、轴承、键的校核计算267.1 确定轴上力作用点及支点跨距267.2轴的强度校核267.3轴承寿命校核计算287.4键联接强度校核计算31第8章 减速器的附件338.1 视孔盖和窥视孔338.2 放油孔和螺塞338.3 油标338.4 通气器348.5 定位销348.6 起盖螺栓34第9章 拆装和调整的说明34第10章 减速箱体的附件说明35计算与说明主要结果第1章 传动方案的拟定1.1原始数据（1）运输机工作轴转矩 （2）运输带工作速度 （3）卷筒直径 （4）带传动的效率 （5）工作寿命 （6）工作条件 连续单向运转,工作时有轻微振动,运输带速度允许误差为。（7）传动方案简图图1-1传动方案简图1.2方案分析本设计中原动机为电动机，工作机为带式传动机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为两级斜齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是展开式两级斜齿轮传动。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第2章电动机的选择及运动参数的计算2.1电动机的选择(matlab程序见附录1)2.1.1选择电动机的类型由第一章的工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。2.1.2选择电动机的容量工作机的有效功率为其中， 工作机阻力矩（） 工作机效率，带式传动机=0.96 工作机转速（）由参考文献1表12-8可知：V带轮传动效率 0.95：滚动轴承效率 0.98：7级精度齿轮传动效率 0.98：弹性联轴器效率0.99所以从电动机到工作机传送带间的总效率为所以电动机所需工作功率为则电动机的额定功率 ，查书可得 2.1.3确定电动机转速工作机卷筒轴的转速为：按参考文献1表2-2和表2-2推荐的传动比合理范围，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比，二级圆柱斜齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有750、1000、1500三种。三种电机技术数据见表2-1。表2-1 三种电机技术数据方案电动机型号额定功率/kw电机转速(r/min)电机重量价格同步满载1Y132S-45.515001440轻低2Y132M2-65.51000960中中3Y160M2-85.5750720重高综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，决定选用同步转速为1500的电动机。即选用表2-1中电机Y132S-4型号。其主要性能和参数如下表2-2：表2-2 Y132-4型号电机中心高H外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FG13247534531521614012388010332.2计算传动装置的总传动及其分配2.2.1总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为2.2.2 分配传动装置传动比由参考文献1第一章第四节可知，式中分别为带传动和减速器的传动比。令分别表示高速级与低速级传动比，则有 编写matlab程序（见附录2）计算出所有满足条件的传动比分配方案表2-3。表2-3传动比分配方案方案12.54.25393.038522.44.34163.101132.34.4353.167842.24.53473.23952.14.64143.3153624.7563.3971为使V带传动外廓尺寸不致过大，同时也使齿轮的分度圆直径相差不致过大，初选方案2，即。2.3 计算传动装置的运动和动力参数2.3.1各轴的转速 2.3.2各轴的输入输出功率 2.3.3各轴的输入转矩及输出功率分别表示第轴的输入转矩、输入功率及转速。输出功率即为乘以轴承效率0.98。编写matlab程序（见附录3）计算以上各运动和动力参数，计算结果见表2-4，供以后设计计算使用。表2-4 运动和动力参数轴名功率转矩转速传动比效率输入输出输入输出电机轴4.667614402.400.95轴4.43424.345570.57869.1666004.340.96轴4.25694.1717294.06288.18138.25 3.100.96轴4.08664.0048875.11857.6144.5961.000.97卷筒轴3.9643.8847848.86831.8844.596第3章 带轮设计计算3.1 V带设计计算3.1.1确定计算功率查参考文献2表8-7或参考文献5的6-11页表6.1-13得： 工作情况系数所以设计功率,为传递的额定功率,既电机的额定功率.3.1.2选择带型号根据，,查参考文献1表8-11选用V带型:A型带3.1.3选取带轮基准直径带速 ，又，所以编写matlab程序（见附录4），将所有可选方案算出，见表3-1。表3-1 所有速度满足的方案方案vdd1dd215.65497518026.03198020036.40888522446.78589022457.16289525067.539810025077.992210628088.444611228099.4248125315109.95261323551110.5561403551211.311504001312.0641604001413.5721804501515.082005001616.8892245601718.852506301821.1122807101923.75315800据参考文献5的6-9页可知，为提高V带寿命，宜选取较大的带轮直径，但不可过大，所以初选方案8，即3.1.3确定V带的中心距和基准长度由于,所以初步选取中心距：，所以带长=.查参考文献1表8-2选取基准长度得实际中心距则有所以中心距的变化范围为430mm502mm3.1.4验算小带轮包角，包角合适。3.1.5确定v带根数z根据和，查课本表8-4a插值法得，根据传动比,，查参考文献1表8-4b，用插值法得， 查参考文献1表8-5并由内插值法得查参考文献1表8-2,并由内插值法得 于是由公式8-22得故选Z=4根带。3.1.6计算单根V带初拉力最小值查参考文献1表8-3可得,故:单根普通带张紧后的初拉力为应使带实际初拉力3.1.7计算作用在轴上的压轴力压轴力的最小值为3.1.8传动比误差校核带轮的实际传动比则误差所以实际传动比在误差范围内。3.1.9带轮结构设计因为电机型号为Y132S-4，由表1-2可知轴伸直径D=38mm，轴伸长度为80mm，所以小带轮轴孔直径=38mm,榖长应小于80mm。查参考文献5的6-26页表6.1-25得小带轮结构为实心轮。查参考文献5的6-24页可获得带轮宽度为mm暂定大带轮的轴孔直径为38mm，同理可查得其相应参数。将所有数据列于表3-2。表3-2 带轮的设计参数小带轮大带轮轮宽（mm）直径（mm）轮结构孔径（mm）直径(mm)轮结构孔径(mm)112实心轮38280六孔板轮3865注：3.1.3至3.1.7matlab程序见附录5第4章 箱内传动件设计4.1高速齿轮传动设计由于齿轮设计流程统一，设计出的两大齿轮的分度圆直径之差又要求小于20mm,故为避免大量计算，编写了matlab程序以减少计算量，程序见附录6。设计流程如下。4.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料齿数及螺旋角：（1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。（2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3)材料选择。查参考文献1表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4)选小齿轮齿数（），则大齿轮齿数。 （5）选螺旋角为14（）。 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。4.1.2按齿面接触疲劳强度设计，即 （1）确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数。2.由计算公式（见参考文献7）得区域系数3.由参考文献1图10-26得， 则4.小齿轮传递的转矩5.按软齿面齿轮非对称安装，由参考文献1表10-7选取齿宽系数。6.由参考文献1表10-6查得材料的弹性影响系数。7.由参考文献1图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。8.计算应力循环次数 9.由参考文献1图10-19取接触疲劳寿命系数；。10.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1则， （2）.设计计算1. 试算小齿轮分度圆直径，代入各参数的值。 2.计算圆周速度。 3.齿宽b及模数 4.计算纵向重合度5.计算载荷系数 已知使用系数=1.25;根据、7级精度查参考文献1图10-8得动载系数；查参考文献1图10-4插值得，查参考文献1表10-13插值得。查参考文献1表10-3查得 则载荷系数 6.按实际载荷校核所算得的分度圆直径 7.计算模数4.1.3按齿根弯曲强度设计由公式 (1).确定公式内的各参数值1.计算载荷系数2.根据纵向重合度，查参考文献1图10-28得螺旋角影响系数。3.计算当量齿数：4. 查取齿形系数、和应力修正系数、由参考文献1表10-5插值法得；。 5. 由参考文献1图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限；6.由参考文献1图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；7.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式10-12得应力修正系数 8.计算大、小齿轮的并加以比较； 大齿轮的值大。（2）.设计计算：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面摸数，取已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由， 则4.1.4几何尺寸计算（1）计算中心距。（2）按圆整后的中心距修整螺旋角：因值改变较多，故参数需要修整（3）计算大小齿轮的分度圆直径：（4）计算齿轮宽度 圆整后取 ， 4.1.5结构设计后续绘图才可以进行完整的齿轮结构设计4.2低速齿轮传动设计4.2.1所选定齿轮类型，精度等级和材料与高速级齿轮相同。初选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数，初选螺旋角。4.2.2按齿面接触强度设计：（1）确定公式内各计算数值 1） 试选：2） 选 3) 由图10-26查得 则4) 小齿轮的传递转矩 5） 由表10-7选取齿宽系数6） 许用接触应力：7）由图10-19取接触疲劳寿命系数，8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% 安全系数S=1则 则（2）计算1) 则小齿轮的分度圆直径为 2) 计算圆周速度：3)计算齿宽b及模数 4)计算纵向重合度： 5）已知使用系数根据，7级精度，由图10-8查得动载系数由表10-4查得;由图10-13查得： 由表10-3查得：故载荷系数： 6)按实际的载荷系数校正所谓的分度圆直径： 7)计算模数： 4.2.3按齿根弯曲强度设计： (1)确定计算参数：1)计算载荷系数：2)根据计算重合度,从图10-28查得螺旋角影响系数：3)计算当量齿数： 4)查取齿形系数。由表10-5查得：； 5)由表10-5查取应力校正系数 ； 由参考文献1图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限齿轮的弯曲强度极限；由参考文献1图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；6）计算弯曲疲劳许用应力: 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，应力修正系数为7)计算大小齿轮的并加以比较。， 显然，大齿轮的数值大。（2）设计计算：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数,于是有：，则： 4.2.4几何尺寸计算:1)计算中心矩2)按圆整后的中心矩修正 因值改变不多，故参数等不必修整3） 计算大小齿轮的分度圆直径 4）计算齿轮宽度 圆整后取4.2.5结构设计后续绘图才可以进行完整的齿轮结构设计4.3传动比误差校核4.3.1高速级的传动比误差校核满足要求。4.3.1低速级的传动比误差校核满足要求。运用matlab编程（程序见见附录7）计算各齿轮参数，结果见表4-1.表4-1 四个斜齿圆柱齿轮的参数及几何尺寸名称符号尺寸计算值一级传动二级传动小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮螺旋角基圆柱螺旋角0.248020.248020.238090.23809法面模数222.52.5端面模数2.07192.07192.58272.5827法面压力角0.349070.349070.349070.34907端面压力角0.360580.360580.359650.35965法面齿距6.28326.28327.8547.854端面齿距6.50926.50928.11378.1137法面基圆齿距5.90435.90437.38037.3803法面齿顶高系数1111法面顶隙系数0.250.250.250.25分度圆直径53.871234.1380.063247.94基圆直径50.406219.0774.94232.07齿顶高222.52.5齿根高2.52.53.1253.125齿顶圆直径57.871238.1385.063252.94齿根圆直径48.871229.1373.813241.69法面齿厚3.14163.14163.9273.927端面齿厚3.25463.25464.05684.0568当量齿数28.908125.6434.178105.84注：除螺旋角外，其他角度均为弧度制。第5章 装配草图前期准备5.1 轴径初算及轴承初选按扭转强度初算，其式为式中 轴所传递的功率；轴的转速；C由轴的许用切应力所确定的系数。45钢为118107,40Cr为10798。当有一个键槽时，直径增大3%5%,有两个键槽时，直径加大7%。所以三个轴的最小直径分别为：5.2轴承与联轴器的选择5.2.1轴承的选择考虑到各轴都既承受径向力又承受轴向力，选择向心推力轴承。考虑到减速器使用时间并不是太长，所以选用角接触球轴承。由以上各轴的轴径最小值可选出三个轴的轴承分别为7208AC,7209AC,7211AC.5.2.2连轴器的选择只有轴才有联轴器，取=55mm. 联轴器的计算转矩，查参考文献1表14-1，取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献1，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 。弹性联轴器的孔径 ，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。5.3减速器箱体的设计5.3.1减速器箱体的选择减速器箱体是用以支撑和固定轴系零件，保证传动件的啮合精度、良好润滑及密封的重要零件。考虑到铸造箱易获得合理和复杂的结构形状，刚度好，易进行切削加工，所以选用铸造箱体。同时为便于拆分与安装，箱体选择剖分式。5.3.2减速器箱体尺寸计算由参考文献1的22页可获得铸铁减速器箱体的结构尺寸，编写matlab程序（程序见附录8）计算结果见表5-1.表5-1铸铁减速器箱体结构尺寸名称符号尺寸箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度 12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径20地脚螺栓数目4轴承旁联接螺栓直径15箱座与箱盖联接螺栓直径10联接螺栓d2的间距180轴承端盖螺钉直径10视孔盖螺钉直径8定位销直径8df、d1、d2至外箱壁距离26df、d2至凸缘边缘距离24轴承旁凸台半径24外箱壁至轴承座端面距离58大齿轮顶圆与内机壁距离8齿轮端面与内机壁距离8箱盖肋厚6.8箱座肋厚6.8由表5-1内容与表4-1齿轮个参数即可绘制出箱体的大致轮廓如可获得箱体内壁宽度为164mm5.4减速器的润滑选择5.4.1传动件的润滑选择两大齿轮的速度分别为由上可知齿轮圆周速度并不快，都小于，所以选择浸油润滑。考虑到该装置用于小型设备查参考文献4的1060页选用L-AN15润滑油。查参考文献1的24页表4-3可知，两大齿轮浸油深度均为10mm。5.4.2滚动轴承的润滑因为两浸油齿轮，所以轴承采用脂润滑。查参考文献4的1066页选用ZG-4号润滑脂。所以在绘制装配草图时应空出8mm左右的封油盘的空间。5.5减速器的密封5.5.1伸出轴端密封由于轴承采用脂润滑且接触面速度不超过5m/s，采用毡圈密封。毡圈及梯形槽结构尺寸可由参考文献1的142页表16-9查出。5.5.2轴承盖的结构和尺寸凸缘式轴承端盖调整轴承间隙方便，密封性能好，应用广泛，所以采用凸缘式轴承盖。其结构尺寸见参考文献1的39页。第6章 轴的结构设计6.1确定轴的径向尺寸6.1.1有配合或安装标准件处的直径图6-1轴 结构设计以轴轴 为例，轴上有轴、孔配合要求的直径，如图6-1中安装齿轮和联轴器处的直径 和 应采用优先系数的值，这样方便制造。安装轴承等标准件时，应与标准件的标准尺寸一致，如图6-1中 。6.1.2轴肩高度和圆角半径轴肩高度及宽度的大小可查机械设计书364页获得，如图6-1中轴肩高度mm圆角半径与倒角的尺寸可查参考文献1的89页表12-13。安装轴承处的尺寸，如图6-1中 可由轴承标准处查取，即 的大小。6.2确定轴的轴向尺寸6.2.1由轴上安装零件确定的轴段长度图6-1中的 就分别由安装在其上的联轴器和齿轮确定。6.2.2由相关零件确定得出轴段长度图6-1中， 就与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度及其轴向位置、轴承盖的厚度及伸出轴承盖外部的长度有关。 与安装在其上的轴承以及封油盘有关。同理，可得到轴 与轴 的结构设计图，见图6-2与图6-3.图6-2轴 的结构设计图6-2轴的结构设计6.3确定轴上键槽的位置和尺寸命名轴 上的键槽为键1，轴上的键为键2，轴上的安装齿轮的键为键3，安装联轴器的键为键4。根据各轴径d查设计手册表14-24可得其结构尺寸，再根据其安装处的轴长在键长系列里选择键长。则可得表6-1。表6-1键的结构尺寸键号宽高长键1键2键3键4键槽的位置应距传动件装入一侧13mm.。当轴沿键长方向有多个键槽时，为便于一次装夹加工，各键槽应布置在同一母线上。如轴径径向尺寸相差较小，各键槽断面可按直径较小的轴段取同一尺寸，以减少键槽加工时的换刀次数。第7章 轴、轴承、键的校核计算7.1确定轴上力作用点及支点跨距当采用角接球轴承时，轴承支点取在距轴承端面距离为a处，a值可由轴承标准中查出。传动件的力作用点可取在轮缘宽度的中部。带轮、齿轮和轴承位置确定之后，即可从装配图上确定轴上受力点和支点的位置。见图7-1.7.2轴的强度校核计算对一般机器的轴，只需用当量的弯矩法校核轴的强度。7.2.1轴上运动参数的确定轴的输入功率P、转速n，转矩T皆可由表2-1查出。7.2.2轴上零件引入力的计算7.2.2.1齿轮作用力的计算标准斜齿圆柱齿轮受力切向力：径向力：轴向力：所以可得各齿轮受力如下齿轮1齿轮2齿轮3齿轮47.2.2.2带轮压轴力的计算，式中，为带轮总的压轴力，Z为带的根数，为最小带的初拉力所以，大带轮，则x,y方向的压轴力为7.2.3轴的刚度校核7.2.3.1轴 的强度校核采用当量弯矩法做其受力分析图、弯矩图如图7-1其中，图7-1轴 的受力分析及弯矩图由图可知轴 的危险截面在第二个轴承处，其弯矩为M=233680 轴的弯扭合成强度条件为 其中=0.58（参见参考文献4的624页）所以 该轴满足强度要求7.2.3.2轴的强度校核采用当量弯矩法做其受力分析图、弯矩图如图7-2其中，图7-2 轴的受力分析及弯矩图由图可知轴的危险截面在第二个齿轮处，其最大弯矩为M=338737 轴的弯扭合成强度条件为 其中=0.58（参见参考文献4的624页）所以 该轴满足强度要求7.2.3.3轴的强度校核采用当量弯矩法做其受力分析图、弯矩图如图7-3其中，图7-3轴 的受力分析及弯矩图由图可知轴的危险截面在齿轮处，其最大弯矩为M=324518轴的弯扭合成强度条件为 其中=0.58（参见参考文献4的624页）所以 该轴满足强度要求7.3轴承寿命校核计算各轴承型号及尺寸见表7-1表7-1 所选轴承型号及尺寸轴号型号尺寸（ ）7208AC7209AC7211AC 由前面计算可知，轴受力最大，所以只要低速轴的轴承校核满足，则其他轴承校核都满足要求。图7-4轴承的受力分析查机械设计手册得（1）求两轴承受到的径向载荷 和 （2） (2)求两轴承的计算轴向力和对于角接触轴承70000AC系列，轴承派生轴向力， 查表13-6得(3)求轴承当量动载荷和因为对轴承1 对轴承2 (4)验算轴承寿命因为，所以按1的受力大小验算又减速器工作总时间因为，故所选轴承满足年限要求7.4键联接强度校核计算普通平键联接的强度条件为式中：T传递的转矩，； 键与轮毂键槽的接触高度，为键的高度，mm； 键的工作长度，mm； 轴的直径，mm； 许用挤压应力，。查书106页表6-2可获得值。 4个键的各尺寸参数见表6-1。则通过计算可获得4个键的校核结果，见表7-2。表7-2各键校核结果键号宽高长是否通过校核键116.58100是键258.34100是键365.21100是键463.64100是第8章 减速器的附件8.1 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能将手伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用钢板制成，视孔盖用轧制刚板制成，它和箱体之间应加纸质密封垫片，以防止漏油。8.2 放油孔和螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其它部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞（螺塞选用）堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。8.3 油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查和油面较稳定之处，如低速轴附近。常见的油标有油尺、圆形油标、长形油标等。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。油尺螺纹连接处采用M12。8.4 通气器由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器（选用），以便达到体内为压力平衡.。从而避免了减速器的润滑油的漏出。8.5 定位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，并尽量远些，以提高定位精度。定位销的位置还应考虑到钻、饺孔的方便，且不应妨碍邻近联接螺栓的装拆。.8.6 起盖螺栓为了防止漏油，在箱体与箱座接合面处常涂有密封胶或水玻璃，接合面被粘住不易分开。为了便于开启箱盖，可在箱盖凸缘上装设1-2个起盖螺栓。拆卸箱盖时，可先凝动此螺栓顶起箱盖，启盖螺栓上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。第9章 拆装和调整的说明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。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的，可查手册。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。第10章 减速箱体的附件说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的。电机Y132S-4轴承7208AC7209AC7211AC.