1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目： 蜗杆-齿轮二级减速器 学院（系）： 机械工程学院 年级专业： 15 级模具 1 班 学 号： 110111111111 学生姓名： 望乡人 指导教师： 白老师 燕山大学课程设计说明书目 录一.传动方案的拟定1二电动机的选择及传动比确定11性能参数及工况12电动机型号选择1三运动和动力参数的计算31.各轴转速32.各轴输入功率33.各轴输入转距3四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8五轴的设计和计算131.初步确定轴的结构及尺寸1323 轴的弯扭合成强度计算17六滚动轴承的选择和计算21七键连接的选择和计算22八、联轴器的选择22
2、九减速器附件的选择23十润滑和密封的选择24十一拆装和调整的说明24十二.主要零件的三维建模24十三.设计小结28燕山大学课程设计说明书十四参考资料29燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 0 页设计及计算过程 结果一.传动方案的拟定本设计要求设计一台应用于带式输送机上的二级减速器，原动机为三相异步电动机，工作机为卷筒。输送机多用在室内，选用闭式齿轮传动，对于传动比较大的减速器，利用蜗轮蜗杆的大传动比可以使减速器尺寸结构紧凑，为提高承载能力和传动效率将蜗轮蜗杆传动布置在高速级，低速级用斜齿轮传动，可提高减速器的平稳性。初步估算蜗杆分度圆圆周速度，v 45 m/s，采用蜗杆下置。整体结构如图
3、1 所示：图 1 减速器机构简图二电动机的选择及传动比确定1性能参数及工况运输机皮带牵引力：F=2287N 运输机皮带作速度：V=0.31m/s滚筒直径：D=0.41m 使用地点：室内生产批量：大批 载荷性质：平稳使用年限：五年一班 2电动机型号选择根据室外使用条件，选择 Y 系列三相异步电动机。运输机所需工作功率： 2870.31.79101wFVPKw联轴器效率 1=0.99，轴承效率 2=0.99 ，一对斜齿轮啮合传动效率 3=0.97，蜗轮蜗杆啮合传动效率 4=0.8，卷筒的效率F=2287NV=0.31m/sD=0.41mPw=0.709Kw燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 1
4、 页 5=0.96 可得减速器总效率为 241350.714电动机所需功率 .91.87wPKW卷筒轮转速 601601.314.5/minnVrD蜗杆齿轮减速器总传动比合理范围为:i 总 =6090所用电机转速范围 1456098671305ni r）.(/min)选取 Y100L-6 型号的电机，主要性能参数如表 1：表 1 Y100L-6 型电机性能参数电动机型号额定功率（Kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）起 动 转 矩额 定 转 矩 最 大 转 矩额 定 转 矩Y100L-6 1.5 1000 940 2.0 2.2总传动比为 940651ni 齿轮传动比 i2=（0.
5、040.07）i 总，所以齿轮传动比范围为0476502453.根据 ，则 ，ii 192ii/蜗杆取两头，则传动比在 1532 范围内。可取 i 蜗 =20， 总 =0.7014P 电 =1.01Kwn 卷 =14.45r/min电动机型号Y100L-6n0=1000r/minnm=940r/mini 总 =65.05i 蜗 =20i 齿 =3.25燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 2 页650235ii/./.三运动和动力参数的计算设电机轴为 0 轴，蜗杆为 1 轴，蜗轮轴为 2 轴，齿轮轴为 3轴,卷筒轴为 4 轴。1.各轴转速n0=n1=nm =940 r / minn2=nm
6、/ i1= 940/20= 47 r / minn3=n4=n2 / i2= 47/3.25= 14.45r / min2.各轴输入功率：P0=1.0108KwP1=P0 1=1.01080.99=1.00KwP2=P1 2 4=1.000.990.80=0.79KwP3=P2 2 3=0.790.990.97=0.76KwP4=P3 1 2=0.760.990.99=0.75Kw3.各轴输入转距：T0=9550P0/nm=95501.0108/940=10.27 NmT1=9550P1/n1 =95501.00/940=10.17 NmT2=9550P2/n2=95500.79/47=161
7、.04 NmT3=9550P3/n3 =95500.76/14.45=502.99 NmT4=9550P4/n4 =95500.74/14.45=492.99 Nm表 2 运动及动力参数n1=940r / minn2=47r/ minn3=14.45r/ minP1=1.00KwP2=0.79KwP3= 0.76KwP4= 0.75KwT0=10.27NmT1=10.17NmT2=161.04NmT3=502.99 NmT4=492.99 Nm燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 3 页轴号 功率P（ Kw） 转矩T(Nm)转速n（r/min)传动比 i电机轴 1.0108 10.27 94
8、0 -1 轴 1.00 10.17 940202 轴 0.79 161.04 473.253 轴 0.76 502.99 14.45卷筒轴 0.75 492.99 14.45 -四传动零件的设计计算1蜗杆蜗轮的选择计算（1）选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度等级考虑到蜗杆传递功率不大，速度不高，故蜗杆选 45 号钢，调质处理，HB=240 ，选用普通的阿基米德蜗杆。初步估计蜗杆相对滑动速度 43125.2096.04./svnTms故蜗轮齿冠选用铸造锡青铜 ZCuSn10Pl，砂型铸造b=220MPa， s=140MPa 。蜗轮轮心选用 Q235，砂模铸造。选用 8 级精度。（2）确定蜗杆头数和蜗杆
9、齿数根据蜗轮蜗杆传动比 i1=20，选取蜗杆头数 Z1=2，则蜗轮齿数Z2=i1Z1=220=40（3）按齿面接触疲劳强度进行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 3 229.47cos()EHZmqkT载荷系数 K=KAK KV =1 x1.05 x1=1.05蜗轮计算公式和有关数据皆引自机械设计第 102 页113 页蜗杆材料用45 钢，蜗轮选用铸造锡青铜ZCuSn10Pl蜗杆传动精度 8 级Z1=2Z2=40K=1.05KA=1K=1.05Kv=1ZE=155MPa147.23H燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 4 页查机械
10、设计课本表 7-6 得载荷平稳 KA =1，设载荷为变载荷，则K =1，设蜗轮圆周速度 v23m/s ，K V =1.05查机械设计课本表 7-7 得 9.47cos=9.26 弹性系数 ZE= 155 MPa由表 7-9 得应力循环次数N=60nt=60 4730085=4.17107788 7101024.234.Hb MPaN将数据代入上式可得 23 359.26105.39108.607.3mq m查机械设计课本表 7-4，取m3q=1000mm3，m=5 ，d 1=40mm，q=8(4).计算蜗轮圆周速度、相对滑动速度、传动效率蜗轮圆周速度 22 4750.492/60161nZv
11、ms相对滑动速度 20.492.08/sini1vs其中 1arctarct.Zq 啮合效率 tntn4.0.83a()a(1257)v其中当量摩擦角 v 由 Vs 查机械设计课本表 7-10 得搅油效率 2 取为 0.99，滚动轴承效率 3 取为 0.99/对。总效率 = 1 2 3=0.83830.990.99=0.82m3q=1084.63mm3，m=5，d 1=40mm，q=8=0.82=200mm2d燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 5 页(5)复核 m3q 3 229.47cos()EHZmqkT 2330.815.1.0561.947.324m（6）计算中心距蜗轮分度圆直径
12、 25402dZ传动中心距 12()10am（7）校核蜗轮齿根抗弯疲劳强度蜗轮齿根抗弯校核公式21.64FFKTYdmK、T 2、m、和 d1、d 2 同前，当量齿数 Zv=Z2/cos3=41.52查机械设计课本表 7-8 得齿形系数 F1.76螺旋角系数 4.0Y1=.89许用弯曲应力计算公式 6921(0.25.)sbFN其中 14sMPaba72260783051.0Nnt将数据代入许用弯曲应力计算公式得=120mm1aFY=1.760.8930.8FMPa蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 6 页69269710(0.25.8).143538sbFNMPa
13、齿根弯曲应力 1.64051.4760.892.98Pa1，取 =1，则10.7.68Z5）螺旋角系数 cos5.936）接触疲劳强度极限查机械设计课本图 6-27(c)取 Hlim3=590MPa查图 6-27（b）取 Hlim4=470MPa7）计算应力循环次数 73604718305.810hNnjL3 7442u查机械设计课本图 6-25 得 接触疲劳寿命系数 KHN3=1.25， KHN4 =1.38）计算接触疲劳许用应力取安全系数 S=1(失效概率为 1%)33lim1.259073.5HNKMPa44li461取 6HMPa9)试算小齿轮分度圆直径 d13 212.41.039.
14、25189.240.79886167.dm（4）确定传动尺寸1）校核圆周速度Hlim3590MPa47N3=3.38107N4=1.04107HK1.25437.HMPa61VK1.03d6.92m燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 10 页3267.140.65/601dnv ms2）修正载荷系数 3Z.5=.9/0查机械设计课本图 6-11b 得 VK103）校正分度圆直径 33v .d67.46.9210m4）确定模数计算法向模数 3cos6.92cos5m.130ndZ取标准值 .5n5）计算中心距 342.(3098)a165.4coscosnZm圆整取 a=165mm6）按圆整
15、后的中心距修正螺旋角 432.53098arcosarcos15.426nmZ值改变不大，故不必对相关参数进行修正7）确定传动尺寸 312.507.81cos14nomZdm42.9.no8)计算齿宽 2.5nma=165mm 15.4od1=77.81mmd2=254.18mmb3=70mmb4=63mm燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 11 页30.87162.5dbm圆整取 b4=63mm，b 3=70mm（5）校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度校核公式 2333FFaSFnKTYbdm3442aSFF1）计算重合度系数 0.750.75.26918Y2）计算螺旋角系数 5.41
16、2.00.7361oo3)计算当量齿数 33.5cos.4Vz4339810Vz4) 查取齿形系数查机械设计课本图 6-21 得 YFa3=2.55，YFa4=2.185）查取应力集中系数 查机械设计课本图 6-22 得 YSa3=1.62，YSa4=1.826）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数查机械设计课本图 6-28b。6-28c 得Flim3=450MPa，Flim4=390MPa查机械设计课本图 6-26 得寿命系数 KFN1=KFN2=17）计算弯曲疲劳许用应力 F=K FNFlim/S取安全系数 S=1 (取失效概率为 1%) 则 Y =0.696Y =0.736zV3=33.50z
17、V4=109.44YFa3=2.55YFa4=2.18YSa3=1.62YSa4=1.82Flim3450MPa9KFN1=KFN2=1S=1F3450MPa9 齿根弯曲疲劳强度满足燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 12 页F31450MPa93 8）计算弯曲应力 3321.64.0251.609.736785.FFMPa4 4.7.216F FMPa齿根弯曲疲劳强度满足条件。（6）计算齿轮传动其他尺寸端面模数 2.5.9cos14ntmm齿顶高 .anh齿根高 ().3125f齿顶隙 0.25.6ncm齿顶圆直径 3788aadhm44.12591齿根圆直径 3.3.7.6ff4258
18、4ffdh五轴的设计和计算1.初步确定轴的结构及尺寸（1）蜗杆轴设计及计算下图是蜗杆轴与蜗杆材料一致选择 45 号钢调质处理，HB=240，考虑到蜗杆为下置，有轴向力，所以选用一对角接触轴承，一个深沟球轴承，一端固定，一段游动，稀油润滑，橡胶密封。轴的结构设计如下图条件 2.59tmah3.1f0.625cm381ad49.3756fm42.fd轴的计算公式和有关数据皆引自机械设计第 137 页第 157 页轴的材料选用常用的 45钢，调质处理燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 13 页图 2 蜗杆轴的结构设计1）初算轴头按需用切应力初算 d1 pdcnd1 段直接与电机相连，不受弯矩，查
19、机械设计课本表 10-2取 c=112 则 31.021.49dm轴颈上有单键，轴颈虚增大 3%，d 1=11.41.03=11.74考虑到蜗杆轴刚度较小，需增大轴径，取 d1=18mm查机械设计指导手册126 页选取 LT2 型联轴器l1=42mm2）计算 d2、l 2该段轴与联轴器想连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密封圈内径为标准值，所以取 d2=20mm，l 2 需伸出端盖 1520mm，由作图决定，作图后的 l2=40mm。3）计算 d3、l 3该段与圆螺母配合，考虑圆螺母的标准值。所以取 d3=25mm，l 3=17.4）计算 d4、l 4该段与轴承配合，所以选取 d4=3
20、0mm，选取 7206C 轴承，长度 l4 为两个轴承宽度 16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，故 l4=53mm5）计算 d5、l 5该段主要是固定溅油板所以取 d5=36，其厚度为 10，所以取 l5=56）计算 d6、l 6该段为轴向固定溅油板，所以取 d6=41mm，长度取 5mm。d1=18mml1=42mmd2=20mm（l 2 =40mm）d3=25mml3=17mmd4=30mml4=53mmd5=36mml5=5mmd6=41mml6=5mmd7=34mml7=40mmd8=30mml8=32mm燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 14 页7）计算 d7、l 7该段为过
21、渡段，取 d7=34mm，l 7 由作图决定，取 40mm。8）计算 d8、l 8该段与轴承配合，所以选取 d8=30mm，选取 6206 轴承，长度 l8 为轴承宽度 16mm，考虑到还需添加套筒和溅油板，故l8=32mm.（2）2 轴设计计算选用 45 号钢调质处理，HB=240，轴的结构设计如图 3 所示。图 3 轴 2 结构设计1）初算轴头按需用切应力初算 d2 pcnd2 段与蜗轮配合，受弯矩，查机械设计课本表 10-2 取c=112 则 320.79128.64m考虑到轴上有单键，需增大轴径 3%， d2=28.69x1.03=29.55mm考虑到轴承内径为标准值，取 d2=35m
22、ml2 取决于蜗轮轮毂宽度，蜗轮轮毂宽度取L=1.2d2=1.2x35=42mm取 L=42mm，考虑到轴肩定位，所以取 l2=42-2=40mm2）计算 d1、l 1该段轴与轴承配合，所以取 d1=30mm，选取轴承 6206， 考虑到脂润滑，轴承内侧断面距箱体内壁为 812mm，取10mm，齿轮断面距离箱体内壁取 25mm，在考虑轴肩定位2mm，所以 l1=16+10+27+2=55mm。d2=35mml2=40mmd1=30mml1 =55mmd3=40mmd4=35mml4=67mmd5=30mm燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 15 页3）计算 d3、l 3d3 与 d2 的过
23、渡轴肩为定位轴肩承受轴向力，所以取d3=d2+5=40mm，l 3 的长度影响到蜗杆轴承座与大齿轮是否干涉，由作图决定。4）计算 d4、l 4d3 到 d4 过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取 d4= d3-5=35mm，长度由小齿轮宽度减去 13mm 的定位距离来确定，l 4=675)计算 d5，l 5该段与轴承配合，取 d5=30mm，l 5=42mm（3）3 轴设计计算轴的材料选用常用的 45 钢，调质处理 HB=240轴的结构设计如下图图 4 轴 3 的结构设计1）初算轴头按需用切应力初算 d1 pcnd1 段直接与联轴器相连，不受弯矩，查机械设计课本表 10-2取 c=112
24、则 310.76241.95m考虑到轴上有键槽，需增大轴径，取d1=41.961.03=43.22mmd1 段轴不受弯矩，且考虑到与联轴器配合取 d1=45mm查机械设计指导手册126 页选取 LT7 型联轴器取 l1=82mml5=42mmd1=45mml1=82mmd2=48mml2=51mmd3=50mml3=29mmd4=55mm燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 16 页2）计算 d2、l 2该段轴与联轴器相连，起定位作用，但不承受轴向力，且需要考虑密封圈内径为标准值，所以取 d2=48mm，l 2 需伸出端盖 1520mm，由作图决定，作图后的 l2=51mm。3）计算 d3、
25、l 3d3 段与轴承配合，所以选取 d3=50mm，选取 6210 轴承，长度 l3 为轴承宽度 20mm，甩油板伸出箱体内壁 13mm，取2mm，所以 l3=20+7+2=29mm4）计算 d4、l 4d5 到 d4 过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取 d4= d3+5=55mm，长度由作图决定，得 l4=90mm。5）计算 d5、l 5d5 到 d4 过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力，所以取 d5= d4+5=60mm，长度由作图决定，得 l5=10mm。6）计算 d6、l 6大齿轮要和小齿轮啮合传动所以，大齿轮的位置由小齿轮来确定，通过作图可得 d6=55mm，l 6=60mm7)
26、计算 d7，l 7该段和 d3 一样都是与轴承配合所以 d7=d3=50mm，长度l7=45mm23 轴的弯扭合成强度计算1）计算大斜齿轮受力 32316.0419.78tTFNdtan9.tan5.6.0714214.coscs.tr2）计算轴承支反力水平面： 14.027.91563.0488.9ARNl4=90 mmd5=60mml5=10mmd6=55mml6=60mmd7=50mml7=45mmFt=4139.31NFa=1563.07NFr=1144.04NRA=1801.9NRB=238.97NRA=2930.97NRB=1208.03N燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 1
27、7 页142756310938.BRN竖直面： 290.7A41368.BRN画出水平弯矩 Mxy 图，垂直面弯矩 Mxz 图和合成弯矩图，分析图 5 至图 10 可知在合成弯矩最大处最2xyzM危险。轴的结构尺寸，及受力分析如下列图所示：图 5 轴 3 结构尺寸图 6 轴 3 受力图燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 18 页水平面受力图图 7 水平面弯矩图竖直面受力图图 8 垂直面弯矩图燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 19 页图 9 合成弯矩图图 10 轴 3 扭矩图4)计算轴的安全系数轴选用 45 号钢， 650,360bsMPaa对称循环疲劳极限 10.45.29b2650
28、16Pa脉动循环疲劳极限 0.81.27bM50653a由式 得102102.41293MPa160527Pa03M0.14M=209876NmmT=502990Nmm=14.74MPam=0=16.45MPa燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 20 页由图 9 和图 10 可得危险截面处弯矩 M=209876Nmm。最大转矩为 T=502990 Nmm。112323()209876=4.7(5)5aMbtdWMPam2323=()1650916.45()btdWMPa16.48.2am在该截面上有无轴直径变化，有键连接，其应力集中可在表10-10 由 查得 =1.62。50bMPa.2k
29、表面状态系数 （Ra=3.2 ，b=650MPa）.9对于 碳钢其尺寸系数 50.81.76安全系数： 12938.14.8.70NamkS1 16.72.28.5.048597Namk综合安全系数=8.25amMP1.k=1.62=0.920.8176.4S8.725.9S3 轴设计合理轴承的计算公式和有关数据皆引自机械设计第 159 页第 173 页Fa= 1144.04NX=0.56， Y=1.71fP=1.1102968hL燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 21 页228.1475.9.S根据校核，危险截面足够安全六滚动轴承的选择和计算该传动装置采用蜗轮-蜗杆 斜齿轮传动，输出轴
30、采用深沟球轴承，轴承型号为 6210，d=50mm，D=90mm，B=20mm，基本额定动载荷 Cr=35100N，基本额定静载荷 C0r=23200N由表 11-6，i=1，F a=1144.04N,C0r=23200N,所以 Fa/ C0r=0.05,并且 Fa/Fr=0.73，可查得 X=0.56，Y=1.71。又由表 11-7，查得载荷系数 fp=1.1所以 0.5613.714.02831.6raPXY N36102 59.4.28.6hCL hn折合为年为 250 年,大于工作要求 5 年，故选用 6210 型深沟球轴承符合要求。七键连接的选择和计算1 轴键槽部分的轴径为 18mm
31、，所以选择普通圆头平键键 A632 GB/T 1095-2003，材料为 Q255A2 轴两端键槽部分的轴径为 35mm，所以选择普通圆头平键蜗轮 键 A1032 GB/T 1095-2003，材料为 Q255A小齿轮 键 A1050 GB/T 1095-2003，材料为 Q255A3 轴外伸部分的轴径为 45mm，所以选择普通圆头平键键 A1470 GB/T 1095-2003，材料为 Q255A大齿轮处轴径为 55mm，所以选择普通圆头平键键 A1645 GB/T 1095-2003，材料为 Q255A校核由于静连接，取 ，MPap135输出轴，联轴器段键的接触长度 能传递的转矩为：选用
32、6210 型轴承符合要求燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 22 页 311956413=765.4NmT4pThld 输出轴，大齿轮配合段键的接触长度 能传递的转矩为： 3028.4pl 校核通过结论：键安全八、联轴器的选择1.电动机与输入轴之间：为了减小启动转矩，减小转动惯量和良好的减震性能，采用弹性柱销联轴器。输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查得轴外伸直径 D=18mm，选 HL1 型弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径 d=18mm，半联轴器长度 L=42mm， 。额定转矩为 160N.m2.输出轴与卷筒轴之间：选 HL
33、3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630N.m，半联轴器的孔径 d1=45,半联轴器长度 L=82mm。 3.、联轴器校核 =10.27m59TNT输 入输 出 结论，联轴器安全。九减速器附件的选择窥视孔盖 窥视孔盖的规格为 140100mm。箱体上开窥视孔处设有凸台5mm，一边机械加工支撑盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板材料为 Q235A 钢，用 8 个 M6 螺栓紧固。通气器 减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，密封不利，故在燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 23 页窥视孔盖上安装通气器，使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。选用带金属滤网的通
34、气器。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。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，长度为 30mm。吊环和吊钩 为了便于拆卸和搬运，在箱盖铸出吊环，并在箱座上铸出吊钩。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。先确定油面面高度，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
35、纹部分的杆式油标尺。放油螺塞 放油孔的位置应在油池的最低处，并安排在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，并加封油圈以加强密封。十润滑和密封的选择润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度 v12m/s，故蜗杆采用浸油润滑；大、小斜齿圆柱齿轮采用浸油润滑，因大齿轮浸不到油，所以加装带油轮；润滑油使用 50 号机械润滑油。蜗杆轴的轴承采用稀油润滑，其他轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的 1/2。密封说明在试运行过程中，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。轴伸处密封应涂以润滑脂。十一拆装和调整的说明燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 24 页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，蜗杆副传动按齿高接触斑点不小于55%，按齿长接触斑点不小于 50%，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。十二.主要零件的三维建模燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 25 页燕山大学课程设计说明书共 30 页 第 26 页
