机械课程设计(螺旋输送机传动装置)

1、 EXESDX1QAQ1EXESDX1QAQ1 机械设计基础课程设计说明书机械设计基础课程设计说明书 设计题目：设计题目： 螺旋输送机传动装置螺旋输送机传动装置 学生姓名：学生姓名： 学学 号：号： 专业年级：专业年级： 0909 机械机械 2 2 指导老师：指导老师： 成成 绩：绩： 20112011 年年 1212 月月 机械设计课程设计说明书 学生姓名 专业班级 机械设计制造及其自动化 学 号 指导教师 职 称 讲师 教研室 机电系教研室 题目 螺旋输送机传动装置 传动系统图： 原始数据：输送机工作轴转矩原始数据：输送机工作轴转矩 m265NT 输送机工作轴转速输送机工作轴转速 1min

2、130rn 工作条件：连续单向运行，工作时有轻微振动，使用期工作条件：连续单向运行，工作时有轻微振动，使用期 8 8 年，小批量生产，两班制工作输送机工作年，小批量生产，两班制工作输送机工作轴转速允许误差轴转速允许误差%5。 目录目录 1.1.电动机的选择与运动参数的计算电动机的选择与运动参数的计算 1.1、电动机的选择 （4） 1.2、传动比的分配 （6） 1.3、传动装置运动参数 （6） 2. 2. 各齿轮的设计计算各齿轮的设计计算 2.1、直齿圆柱齿轮减速设计 （9） 2.2、直齿圆锥齿轮减速设计 （13） 3.3.轴结构设计轴结构设计 3.1 、高速轴的设计 （18） 4.4.校核校核

3、 4.1、高速轴轴承和键的校核 （23） 4.2、联轴器的选择（23） 4.3、减速器的润滑（23） 5.5.箱体尺寸及技术说明箱体尺寸及技术说明 5.1、减速器箱体尺寸 （25） 6.6.福建设计福建设计 附件设计 （26） 7.7.其他技术说明其他技术说明 其他技术说明（27） 8.8.设计心得设计心得（29） 参考文献参考文献 （30） 设计计算与说明 计算结果 1. 1. 电动机的选择与运动参数的计算电动机的选择与运动参数的计算 1.11.1、电动机的选择、电动机的选择 1.1.1、确定传送机所需的功率wP 设定传送机本身的功率98. 0w wPwwnT9550kWkW7972. 39

4、8. 09550130265 1.1.2、确定传动总效率总 443221总其中1、2、3、4分别为联轴器、一对锥齿轮、一对圆柱齿轮、球轴承的效率。 查表可得：99. 01、90. 02、97. 03、98. 04 78920. 098. 097. 090. 099. 0432总 1.1.3、电动机的输出功率 kWPPwd6641. 478920. 07972. 3 1.1.4、选择电动机 单级圆柱斜齿轮的传动比 6 锥齿轮 2-3 则总动比的范围是 2-18 所以，的电动机的转速范围为 260-2340 r、 选择电动机型号为：Y132M2Y132M2- -6 6 Y132M2-6 电动机主要

5、技术数据 KWP7972. 3w 78920. 0总 kWPd6641. 4 电动机型号：Y132M2Y132M2- -6 6 额定功率wK kW5 . 5 满载转速满n min960r 同步转速 同n min1000r 额定转矩 额T mN 0 . 2 最大转矩maxT mN 2 . 2 1.1.5、电动机的外型尺寸 3i1 4615. 2i2 38. 7ia Y132M2-6 电动机外形尺寸为（mm） A B C D E F G H 216 178 89 38 80 10 33 132 K AB AC AD HD BB L 12 280 270 210 315 238 515 电动机安装尺

6、寸（mm） 中心高 H 外形尺寸 LX（AC/2+AD）XHD 地脚安装尺寸AXB 地脚螺钉孔直径 K 轴伸尺寸DXE 装键部位 尺寸 FXGD 132 515X345X315 216X178 12 38X80 10X41 1.21.2、总传动比计算及传动比分配、总传动比计算及传动比分配 1.2.1、总传动比计算 由题目给定参数可知输送机工作轴转速1min130nr 38. 7130960nnia满 1.2.2、传动比的分配 一级圆柱齿轮减速器传动比一般6i。 一级圆锥齿轮减速器，用于输入轴与输出轴垂直相交的传动时，若采用直齿轮一般3i ，因此取一级闭式圆柱斜齿齿轮传动比ai=3 则一级开式圆

7、锥此轮传动的传动比4615. 2338. 7i12iia 1.1.3、传动装置运动参数的计算 （1）、对于圆柱斜齿齿轮传动： 高速轴的输入功率：kWK6175. 499. 06641. 4P1wI 低速轴的输入功率：kW3894. 497. 0978. 06175. 4PP34III kW2586. 4PIII kW7596. 3PIv min960Irn min320IIrn min320IIIrn min130Ivrn mNTI9345.45 mNTII996.130 mNTIII0925.127 mNTIv9215.275 kW6175. 4PI kW3894. 4PII 对于圆锥齿轮传

8、动： 高速轴的输入功率kW2586. 498. 099. 03894. 4PP41IIIII 低速轴的输入功率kW7596. 398. 090. 02586. 4PP42IIIIv （2）、各轴转速的计算 对于圆柱齿轮传动： 高速轴转速min960nrnI满 低速轴转速 min3203960n1IIrinI 对于圆锥齿轮传动： 高速轴转速 min3202rnnIII 低速轴转速 min1304615. 2320n2IvrinIII （3）、各轴输入转矩的计算 对于圆柱齿轮传动： 高速轴输入转矩mNnPTIII9345.459606175. 495509550 低速轴输入转矩mNnPTIIIII

9、I996.1303203894. 495509550 对于圆锥齿轮传动： 高速轴输入转矩mNnPT0925.1273202586. 495509550IIIIIIIII 低速轴输入转矩mNnPTIvIv215.2751307560. 395509550Iv 311Z 932Z 20 MPa6501H MPa5802H （4）、各轴功率、转速、转矩列于下表: : 轴 名 功率kW 转速minr 转矩mN 圆柱齿轮传动 高速轴I 4.6175 960 45.9345 低速轴II 4.3894 320 130.996 圆锥齿轮传动 高速轴III 4.2586 320 127.0925 低速轴IV 3

10、.7560 130 275.9215 2. 2. 各齿轮的设计计算各齿轮的设计计算 2.12.1、直齿圆柱齿轮减速设计、直齿圆柱齿轮减速设计 6 . 1K 5 . 1m mma96 mm48b1 mmb1442 2.1.1 工况分析 直齿圆柱斜齿齿轮传动采用软齿面闭式传动，初选传动精度为 7级，齿轮表面粗糙度为6 . 1aR，其主要失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多一些，取251Z，75325112iZZ，压力角为20。 2.1.2 设计原则 1、设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。 2、按齿根弯曲疲劳强度设计。 2.1.3 设计计算 （ 1）、选择齿轮材料并确

11、定螺旋角 小齿轮用 45 调质，齿面硬度 250HBS 大齿轮用 45 常化 210HBS 选螺旋角为 14 （2）、按齿面接触接触强度设计 即即 31211dHEHtTktd）（）（】【 (1) 确定公式的各值 1.试选6 . 1tk 2.区域系数 45. 2HZ 3.查得 78. 01 87. 02 则65. 121 4.许用接触应力 ： 221HHH 5.安全系数 S=1 失效概率为 1% 选齿宽系数1d 弹性影响系数218 .189 MPaZE 查表MPa6502limH，MPa5802limF 565. 21FaY 2178. 22FaY MPa5 .617MPa165095. 0S

12、KHHlim2HN2H2 MPa522MPa15809 . 0SKFFlim2FN22F MPaH5 .569 6.应力循环次数 911091. 2836582196060N 832102 .97. 81NN 则9382.45375.56938 .48945. 245 .459346 . 1231211dHEHtTktd）（）（】【 7.计算圆周速度 smvndt/3091. 210006011 8. 计算齿宽 b 及模数 9382.451tddb mmzdmtn7829. 1/cos.1 0115. 425. 2ntmh 4516.11011. 4/9382.45hb 9. 重合度9822.

13、 1tan318. 01zd 10.计算载荷系数 k 已知使用系数 1Ak 根据 v=2.3091m/s 动载荷系数08. 1vk 418. 1Hk 14. 1Hk 2 . 1FHkk 载荷系数855. 1HHVAkkkkk 11.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 2594.48311tkktdd 12.计算模数 8731. 1/cos11zdmn （3）、按齿根弯曲强度设计 203Z 504Z o20 3cos22121FFaFadzYYYkTnm （1）1. 计算载荷系数 8312. 1FFVAkkkkk 2.纵向重合度 9822. 1 查得螺旋角影响系数 85. 0Y 3 计算当量齿数

14、 367.27cos311zzv 1011.82cos322zzv （4）查取齿形系数 565. 21FaY 2178. 22FaY （5）查取应力校正系数 604. 11SaY 772. 11SaY （6）.计算大小齿轮的FSaFaYY FSaFaYY=1/604. 1565. 2F （7）确定公式内各参数 1.查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE4401MPaFE4202取 s=1.4 2.弯曲疲劳系数 92. 01FNk96. 02FNk 3.143.2891F 2882F 4.1FSaFaYY=0.014229 2FSaFaYY=0.013646 （4）.设计计算 计算的nm1.2

15、3 （1）取nm=1.5=1.5 3857211 21 268o2 5em 217.31cos1nmdz 取311z 932Z （2）.几何尺寸的计算 847.95cos2)(21nmzza 取 a=96 （3）正螺旋角 3615.142cos21amzzarn （4） 计算大小齿轮的分度圆直径 99.471d 99.1432d （5 5）计算齿宽）计算齿宽 99.47dbd 圆整后取圆整后取551B 502B （5）、计算齿轮其他参数 齿顶高 mmmhha5 . 15 . 11*a 顶隙 mmmcc375. 05 . 125. 0* 齿根高 mmh875. 1f 全齿高 mmhhhfa375

16、. 2875. 15 . 1 分度圆直径 mmmZ48d11 mmd1442 基圆直径 mmdb94.441 mmdb83.1342 齿顶圆直径 51211aahdd 147222aahdd mm255R 齿根圆直径 25.44211ffhdd 25.140222ffhdd 齿距 71. 4nnmp 齿厚 s=p/2=2.355 齿槽宽 e=p/2=2.355 2.22.2、直齿圆锥齿轮减速设计、直齿圆锥齿轮减速设计 2.2.1 选定高速级齿轮精度等级、材料及齿数 （1）输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 7 级精度。 （3） 材料选择 选则小齿轮材料为 45 钢， 调质处理， 硬度为 2

17、50HBS。大齿轮材料为 45 钢，常化，硬度为 210HBS，二者硬度差为 40HBS。 （4）选小齿轮齿数,201z 则：50z23.49204615. 22112，取ziz。 2.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 按参考文献1式 10-9a 计算 即 321215 . 0192. 2uKTZdRRHEt （1)确定公式内的各项数值 试选载荷系数 tK=1.3. 计算小齿轮的转矩：mNT5 .1270921 由机械设计201 页表 10-6 查出材料的弹性影响系数： 218 .189 MPZE 由参考文献1209 页表 10-21 按齿面硬度查出： 小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=600

18、MPa； 大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=550MPa 由参考文献1式 10-13 计算应力循环次数： hjLnN1160=603201（2183658）=2.246810 mm5 .20DImin mm25.32DIImin mm5 .31DIIImin D1=40mm D2=40mm D3=45mm 212/iNN=2.246910/3.5=9.111710。 由参考文献1207 页图 10-19 查出得接触疲劳寿命系数： 1HNK=0.94,2HNK=0.96。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1。 SKHHNH1lim11=0.94600MPa=564MP

19、a SKHHNH2lim22=0.96550MPa=528MPa 由参考文献1193 页 10-2 取1AK；由机械设计194 页 10-8试选动载系数08. 1VK；由机械设计226 页表 10-9 取HK及HK为 1；HbeFHKKK5 . 1,25. 1HbeK，则K=1.51.25=1.875，所以： 025. 2875. 1108. 11KKKKKVA 锥齿轮传动的齿宽系数常取 R=31 (2)计算 计算小齿轮分度圆直径td1 321215 . 0192. 2uRKTZdRHEt 3224615. 2315 . 01315 .12092025. 2)5288 .189(113.27m

20、m 计算圆周速度v=1000601ndm=1.897m/s 计算载荷系数 V=1.897m/s,7 级精度，查得08. 1vk与试选值相同，故选取08. 1vk 故选取27.1131dmm 计算小齿轮模数65. 52027.11311zdmmm 2.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 32212115 . 014FSaFaRRtYYuzKTm （1）确定计算参数 计算载荷系数FFaVAKKKKK11.0811.875=2.025。 由参考文献1208 页表 10-21 查出： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE=460MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2FE=440MPa 由参考文献1206 页 10

21、-18 查表弯曲疲劳寿命系数1FEK=0.88,2FEK=0.92。 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1 SKFEFEF111=146088. 0=404.8MPa SKFEFEF222=144092. 0=418MPa 计算节圆锥角 385721arctan211ZZ 21 268385721902 计算当量齿数385721cos20cos111zzv=21.5647，222coszzv133.670 由参考文献1200 页 10-5 查取齿形系数及应力校正系数 查表得：1FaY=2.74，2FaY=2.164.，1SaY=1.555，2SaY=1.869。 计算大小齿轮的FS

22、aFaYY并加以比较 mm91.201D mmD22.302 mmD92.293 714.384D 111FSaFaYY=0.0105；222FSaFaYY=0.0094。 小齿轮值较大 （2）计算 32212115 . 014FSaFaRRtYYuzKTm =534. 30105. 014615. 220315 . 0131100925.12025. 2432224 综合分析取m=5mm 201Z,502Z,10011 mzdmm 2.2.4 几何尺寸计算 （1）锥齿轮大端分度圆直径 1d100mm,2d=250mm （2）计算锥距 R 214615. 210021221udR=255mm

23、（3）节圆锥角： 3857211,212682 （5）计算齿宽 33.3310031RBR,RB31, 取mmBB343821 2.2.5 计算齿轮其他参数 分度圆直径 1001d 2502d 齿顶高 51ah 齿根高 mmhf6 联轴器 YL8 YL9 381L mm84L2 mm5L3 mm15L4 mm55L mm33L6 全齿高 mmhhhfa1165 顶隙 mmmcc152 . 0* 齿顶圆直径 3 .1091d 7 .2582d 齿根圆直径 87.88cos4 . 2111efmdd 5 .2502fd 齿宽 3/Rb，,mmb38 齿根角 8 332)/arctan(Rhff 根

24、锥角 3024191ff 542865f 顶锥角 46302411a 36702 3.3.轴结构设计轴结构设计 3.13.1、高速轴、高速轴的设计的设计 3.1.1 选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大， 对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45 钢,调质处理. 3.1.2 初估轴径 按扭矩初估轴的直径,则: 3IminCDnp 确定参数，A 为材料系数，查得 A 118-107，在这里取 118，再考 NFt98.1913 NFr96.717 NFBV98.358 NFAV98.358NFAH99.956 99.956BHF MNMH59.24 mNMH56.65 虑键对轴的

25、削弱，若计算的轴截面上有键槽则应将轴颈增大，一个键槽增大 3%-5%,两个增大 7%-10%。 mm91.201D mmD22.302 mmD92.293 714.384D 3.2.3、初选轴承 1）I轴选轴承为 6208 2）II轴选轴承为 6208 3）III轴选轴承为 6209 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为: D1=40mm D2=40mm D3=45mm 3.2.4、联轴器的选择 联轴器选择为 YL8 和 YL9 刚性联轴器 3.2.5 结构设计 现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图)为了拆装方便,减速器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示. （1） 各轴直径的确定 初估轴

26、径后,可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径。 1）第一段轴要安装联轴器 YL8，故该段轴径为1D=38mm 2） 该轴轴段安装轴承 6208,故该段直径为mmD402。 3） 轴承右段有轴肩，故该段直径为mmD463。 4）轴肩过后为一段 D=40mm 轴，齿轮处，直径为mmD514。 5） 齿轮右端用轴肩固定。 6） 轴肩过后为安装轴承处。 mNM02.70 （2）各轴段长度的确定 1） 轴段 1 的长度为联轴器的长度381L 2） 轴段 2 为轴承安装处和轴承端盖的安装处和挡油盘安装处，取mm84L2 3） 轴段 3 为轴肩，取mm5L3 4） 轴段 4 为齿轮左断面和轴肩之间的距离

27、，取mm15L4。 5） 轴段 5 为齿轮，取长度mm55L 。 6） 轴段 6 安装轴承和挡油盘，长度为mm33L6 （3）轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性坚固性，采用齿轮轴。与轴承内圈配合轴应选用 k6，轴与联轴器均采用 C 型普通平键联接，轴与齿轮均采用 A型普通平键联接。 （4）轴上倒角与圆角 为保证 6208 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为o451。 3.2.5 轴的受力分析 1）画轴的受力简图 2）计算支座反力 作用于齿轮上的圆周力 NdTF

28、t98.191399.479345.452211 径向力 NFFotr96.717cos/20tan 在水平面上 NLLFArAV98.3581375 .6896.717F NLLFBrBV98.358F 在垂直面上 NLLFAtAH99.956F NLLFBtH99.956FB 3）作轴的水平面和垂直面的弯矩图 作垂直面弯矩图 mN59.245 .6898.3582LFMAVV 作水平面弯矩图 mN56.655 .6899.9562LFMAHH 计算合成弯矩，作合成弯矩图 mN02.7059.2456.65MMM222V2HA 计算转矩 mNnPT9345.4555. 9 计算危险截面当量弯

29、矩： mN25.759345.456 . 002.70TMM2222A 其中，应力校正系数为6 . 0。 3.2.6 判断危险截面 如上所诉可知，轴的危险截面位于安装齿轮的位置。 其危险截面为22257.124414159. 3d4Acm 3.2.7 轴的弯扭合成强度校核 查表可得 折合系数6 . 0 计算抗扭截面系数3336 . 441 . 01 . 0Wmd MPaWTMe4 .1722 轴受力图 FtFtFAzFAzFBzFBzMAvMAv FrFrFAyFAyFByFByMAhMAhT TMAMA 图.1 3.2.8.轴的安全系数校核 由表 10-1 查得 1 . 0,02,155,2

30、75,64011MPaMPaMPaB 由表查得62. 180. 2KK， 弯曲应力 MPaWM36.164 . 625.75b 应力幅 MPaa36.16b 平均应力 0m 切应力 MPaWTT989. 94 . 69345.45 MPaTma52989. 92 安全系数 94. 51maKS 1 .161matKS 5 . 157. 5SSSS22S S 在需用安全系数范围内，故 a-a 剖面安全。 4. 4. 校校 核核 4.14.1、高速轴轴承、高速轴轴承 NFat21.477tanF N96.717Fr NCor0414. 0/Fa 选择轴承的型号为 6208，KNr5 .25C e=

31、0.024 x=0.56 y=1.85 1） ： P=P=)2 . 1(88.1541)21.47785. 171719656. 0(2 . 1)(parpfYxFf 2） 验算 60208 的寿命 hhPn4556869.20008288.1541255009606010255006010L363/106h 4.2、键的校核 键 1 108 L=56 则强度条件为 MPaTlkdTP71.113556421023 查表许用挤压应力MPaP120 所以键的强度足够 4.3、联轴器的选择 联轴器选择为 YL8 和 YL9 型弹性联轴器 4.4、减速器的润滑 （1） 齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度1

32、2 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 低速齿轮浸入油里约 1/3，高速级齿轮靠低速级齿轮带油润滑。 （2） 滚动轴承的润滑 因润滑油中的传动零件 （齿轮） 的圆周速度 V2m/s 所以采用脂润滑。 5.5.减速器箱体尺寸减速器箱体尺寸 箱体壁厚mm10 箱盖壁厚mm81 箱盖凸缘厚度mm15b1 箱座凸缘厚度mm15b 地脚螺栓直径16Mdf 地脚螺栓数目4n 定位销直径mm8d 箱盖，箱座肋厚mm12mm21 大齿轮顶圆与内箱壁距离mm5 . 61 齿轮端面与内箱壁距离mm152 轴承端面至箱体内壁距离mm153 大齿轮齿顶圆至箱体底面内壁间距mm164 减速器中心高 H=102mm 箱

33、体内壁轴向间距mm101L1 6. 6. 附件设计附件设计 6.6.1.1.视孔盖和窥视孔视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区位置，并有 足够的空间，以便于能深入进行操作，窥视孔有盖板机体上开窥 视孔与凸缘一块，以便于机械加工出支撑盖板的表面并用垫片加 强密封，盖板用铸铁制成，用 M10 紧固。 6.26.2 放油孔与螺塞放油孔与螺塞 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近 的一侧，与便放油，放油孔用螺塞堵住，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撑面，并加封油圈加以 密封。 6.36.3 油标油标 油标位于便于观察减速器油面稳定之处。油

34、尺安置的部位不 能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 6.46.4 通气孔通气孔 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大为便于排气， 在机盖顶部窥视孔盖上安装通气器，以便于达到体内为压力平衡。 6.56.5 起盖螺钉起盖螺钉 起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，钉杆端 部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。 6.66.6 定位销定位销 为保证刨分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联 凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。 6.76.7 吊钩吊钩 在机盖上直接铸处吊钩和吊环，用以吊起或搬运较重的物体 7.7.其他技术说明其他技术说明 7.17.1、对零件的要求、对零件的要求

35、 装配前所有的零件均要用煤油或者汽油清洗，在配合表面涂上润滑油。在箱体内表面涂防侵蚀涂料，箱体内不允许有任何杂物。 （1）对滚动轴承游隙的调整要求 为保证滚动轴承的正常工作，应保证滚动轴承的轴向有一定的游隙。对游隙不可调的轴承，可取游隙为 0.25 至 0.4mm。对可调游隙的轴承，其游隙值可查机械设计手册。 本设计采用深沟球轴承， 因此可取游隙 0.3mm。 7.27.2 啮合传动侧隙和接触斑点啮合传动侧隙和接触斑点 传动侧隙和接触斑点使齿轮传动中两项影响性能的重要指标，安装时必须保证齿轮副或蜗杆副所需的侧隙及齿面接触斑点。 传动侧隙的大小和传动中心距有关，与齿轮的精度无关。侧隙检查可用塞尺

36、或 者把铅丝放入相互啮合的两齿面间，然后测量塞尺或者铅丝变形后的厚度。本设计中啮合侧隙用铅丝检验不小于 0.16 mm,铅丝不得大于最小侧隙的四倍。 接触斑点的要求是根据传动件的精度确定的。它的检查时在主动轮的齿面上涂色，将其转动 2 至 3 周后，观察从动轮齿上的着色情况，从而分析接触区的位置和接触面积的大小。本设计用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于 40%；按齿长接触斑点不小于 50%.必要时可用研磨或刮后研磨以便改善接触情况。 若齿轮传动侧隙或者接触斑点不符合设计要求，可调整传动件的啮合位置或者对齿面进行刮研、跑和。 7.37.3 对润滑密封的要求对润滑密封的要求 减速器剖分面、各接触面及密封处均不允许漏油，渗油。剖分面上允许涂密封胶或水玻璃，但决不