蜗轮蜗杆减速器课程设计说明书

机械设计课程设计PAGE机械设计课程设计任务书题目设计电动卷扬机传动装置编号W-10传动系统图：原始数据：钢绳拉力钢绳速度卷筒直径178330工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，小批量生产，单班制工作，使用期限8年，运输带速度允许误差为±5%要求完成：1.减速器装配图1张（A2）。2.零件工作图2张（箱体和轴）。3.设计说明书1份，6000-8000字。2010年12月1日目录1．电机选择 12．选择传动比 32.1总传动比 32.2减速装置的传动比分配 33．各轴的参数 43.1各轴的转速 43.2各轴的输入功率 43.3各轴的输出功率 43.4各轴的输入转矩 43.5各轴的输出转矩 53.6各轴的运动参数表 64.蜗轮蜗杆的选择 74.1选择蜗轮蜗杆的传动类型 74.2选择材料 74.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设 74.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 84.5校核齿根弯曲疲劳强度 94.6验算效率 104.7精度等级公差和表面粗糙度的确定 105．圆柱齿轮的设计 115.1材料选择 115.2按齿面接触强度计算设计 115.3计算 125.4按齿根弯曲强度计算设计 135.5取几何尺寸计算 146．轴的设计计算 166.1蜗杆轴 166.1.1按扭矩初算轴径 166.1.2蜗杆的结构设计 166.2蜗轮轴 176.2.1输出轴的设计计算 176.2.2轴的结构设计 186.3蜗杆轴的校核 196.3.1求轴上的载荷 196.3.2精度校核轴的疲劳强度 226.4蜗轮轴的强度校核 246.4.1精度校核轴的疲劳强度 256.4.2精度校核轴的疲劳强度 277.滚动轴承的选择及校核计算 307.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算 307.2蜗杆轴上轴承的选择计算 318.键连接的选择及校核计算 358.1输入轴与电动机轴采用平键连接 358.2输出轴与联轴器连接采用平键连接 358.3输出轴与蜗轮连接用平键连接 359．联轴器的选择计算 379.1与电机输出轴的配合的联轴器 379.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器 3710.润滑和密封说明 3910.1润滑说明 3910.2密封说明 3911．拆装和调整的说明 4012．减速箱体的附件说明 4113.设计小结 4214．参考文献 431．电机选择工作机所需输入功率所需电动机的输出功率传递装置总效率式中：：蜗杆的传动效率0.75：每对轴承的传动效率0.98：直齿圆柱齿轮的传动效率0.97：联轴器的效率0.99：卷筒的传动效率0.96所以故选电动机的额定功率为4kw符合这一要求的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min电机容量的选择比较：表1.1电动机的比较方案型号额定功率/kw同步转速/r/min满载转速/r/min重量价格1Y160M-84750720重高2Y132M-641000960中中3Y112M-4415001440轻低考虑电动机和传动装置的尺寸重量及成本，可见第二种方案较合理，因此选择型号为：Y132M-6D的电动机。2．选择传动比2.1总传动比2.2减速装置的传动比分配所以3．各轴的参数将传动装置各轴从高速到低速依次定为I轴II轴III轴IV轴：、、、、依次为电动机与I轴I轴与II轴II轴与III轴III轴与V轴的传动效率则：3.1各轴的转速3.2各轴的输入功率Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴3.3各轴的输出功率Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴3.4各轴的输入转矩电动机Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴3.5各轴的输出转矩电动机Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅳ轴3.6各轴的运动参数表表3.1各轴的运动参数表轴号功率转矩(N·m)转速(r/min)传动i效率输入输出输入输出电机轴43.557835.392796010.991轴3.52333.457935.038834.338096031.08752轴2.58892.2571800.620784.599730.88060.73513轴2.51172.4615776.754761.218530.88060.97024卷轴2.38762.33982953.532894.4577.720.95064.蜗轮蜗杆的选择4.1选择蜗轮蜗杆的传动类型根据GB/T10085—1998选择ZI4.2选择材料蜗杆选45钢，齿面要求淬火，硬度为45-55HRC.蜗轮用ZCuSn10P1,金属模制造。为了节约材料齿圈选青铜，而轮芯用灰铸铁HT100制造4.3按计齿面接触疲劳强度计算进行设（1）根据闭式蜗杆传动的设计进行计算，先按齿面接触疲劳强度计进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。由文献[1]P254式（11-12），传动中心距由前面的设计知作用在蜗轮上的转矩T2，按Z=1,估取，则：（2）确定载荷系数K因工作比较稳定，取载荷分布不均系数；由文献[1]P253表11-5选取使用系数；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系；则（3）确定弹性影响系数因选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1匹配的缘故，有（4）确定接触系数先假设蜗杆分度圆直径和中心距的比值，从文献[1]P253图11-18中可查到（5）确定许用接触应力根据选用的蜗轮材料为ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆的螺旋齿面硬度＞45HRC，可从文献[1]P254表11-7中查蜗轮的基本许用应力应力循环次数寿命系数则（6）计算中心距:取a=160mm，由i=30，则从文献[1]P245表11-2中查取，模数m=8蜗杆分度圆直径从图中11-18中可查，由于＜，即以上算法有效。4.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆轴向尺距=25.133mm直径系数q==10齿顶圆直径齿根圆直径分度圆导程角蜗杆轴向齿厚蜗杆的法向齿厚（2）蜗轮蜗轮齿数,变位系数验算传动比，这时传动比误差为：，在误差允许值内。蜗轮分度圆直径喉圆直径齿根圆直径咽喉母圆半径4.5校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据从图11-9中可查得齿形系数Y=2.55螺旋角系数：许用弯曲应力：从文献[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力[]=56MPa寿命系数可以得到：<因此弯曲强度是满足的。4.6验算效率已知；；与相对滑动速度有关。从文献[1]P264表11-18中用差值法查得：代入式中，得大于原估计值，因此不用重算。4.7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/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8fGB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。详细情况见零件图。5．圆柱齿轮的设计P=2.5117KW，，i=4.05.1材料选择（1）小齿轮的材料为40，硬度为280,大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240,二者之差为40。（2）精度等级选8级精度。（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。（4）选压力角为。5.2按齿面接触强度计算设计按式（10-21）试算，即（1）确定公式中的各参数①试选载荷系数，。②计算小齿轮的传递扭矩③由文献[1]P205表10-7选齿宽系数。④由文献[1]P201表10-6查的材料的弹性影响系数。⑤由文献[1]P209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。⑥由文献[1]P206式10-13计算应力循环次数。⑦由文献[1]P207图10-19取接触疲劳寿命系数。⑧计算疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数，由文献[1]P205式（10-12）得5.3计算（2）试算小齿轮的分度圆的直径代入中较小值（2）计算圆周速度（3）计算齿宽（4）齿宽与齿高之比模数齿高（5）计算载荷系数根据，7级精度，由文献[1]P194图10-8查的动载荷系；直齿轮，。由文献[1]P193表10-2查的使用系数：由文献[1]P196表10-4用插值法6级精度，小齿轮相对支撑对称分布由，查文献[1]P198图10-13得；故载荷系数（6）按实际载荷系数校正算的分度圆直径，由文献[1]P204式（10-10）得（7）计算摸数5.4按齿根弯曲强度计算设计由文献[1]P201式（10-5）得弯曲强度计算设计（1）公式内容的各计算值①由文献[1]P208图10-20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；②由文献[1]P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数③计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数由文献[1]P205式（10-12）得④计算载荷系数⑤查齿形系数。由文献[1]P200表10-5查的。⑥查取应力校正值系数。由文献[1]P200表10-5查的。⑦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模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数4.5879并就近圆整为标准值，按接触强度算的的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由取取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.5取几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距圆整取a=333mm（3）计算齿轮宽度6．轴的设计计算6.1蜗杆轴蜗杆上的功率P转速N和转矩分T别如下：P=3.5223kwN=960r/minT=35.2156Nm6.1.1按扭矩初算轴径选用45钢调值，硬度为根据文献式，并查教材表15-3，取考虑到有键槽，将直径增大7%，则：因此选6.1.2蜗杆的结构设计（1）蜗杆上零件的定位，固定和装配一级蜗杆减速器可将蜗轮安排在箱体中间，两队轴承对成分布，蜗杆由轴肩定位，蜗杆周向用平键连接和定位。端：轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查文献[1]P351表14-1，考虑到转矩变化很小，故取按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件和考虑到蜗杆与电动机连接处电动机输出轴的直径查文献[3]P172表13-10选用HL6型号弹性套柱销联轴器。表6.1蜗杆轴联轴器参数型号公称转距许用转速轴的直径2503800608232因此选择段长度取轴上键槽键宽和键高以及键长为。端：因为定位销键高度，因此，。轴承端盖的总长为20mm,根据拆装的方便取端盖外端面于联轴器右端面间的距离为所以，段：初选用角接触球轴承，参考要求因d=44，查文献[3]选用7209AC型号滚子承。L=24mm角接触球轴承一端用油环定位（宽度为6mm），油环紧靠轴环端用于轴肩定位。段：直径轴环宽度b,在满足强度下，又要节省材料取轴肩宽度为；，；。V段：由前面的设计知蜗杆的分度圆直径齿顶圆直径,蜗轮的喉圆直径。查文献[1]P250表11-4材料变形系数所以蜗轮齿宽综合考虑要使蜗轮与内壁有一定的距离故选L=130mm图6.1蜗杆轴结构6.2蜗轮轴6.2.1输出轴的设计计算（1）输出轴上的功率，转速和转矩：P=2.5371kw,N=30.8806r/min,T=784.5997Nm（2）求作用在轴上的力（3）初步确定轴径的最小直径选用钢，硬度根具文献[1]P370中式，并查文献[1]P370表15-3，取考虑到键槽，将直径增大10%，则；所以，选用6.2.2轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配蜗轮蜗杆单级减速装置中，可将蜗轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右端面用轴端盖定位，轴向采用键和过度配合，两轴承分别以轴承肩和轴端盖定位，周向定位则采用过度配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度轴的最小直径为安装联轴器处的直径，故同时选用联轴器的转矩计算，查文献[1]P表14-1，考虑到转矩变化很小，故取由输出端开始往里设计。查机械设计手册选用HL5弹性柱销联轴器。表6.2蜗轮轴联轴器参数型号公称转矩许用转速轴孔直径HL4125040008411255I-II段：，。轴上键槽取，。II-III段：因定位轴肩高度，，考虑到轴承端盖的长度和安装和拆卸的方便，取。Ⅲ-IV段：初选用角接触球轴承，参照要求取型号为7213AC型圆锥滚子轴承，考虑到轴承右端用套筒定位，取齿轮距箱体内壁一段距离a=20mm，考虑到箱体误差在确定滚动轴承时应据箱体内壁一段距离S，取S=8。已知所选轴承宽度T=23，则。Ⅳ-V段：为安装蜗轮轴段，，蜗轮齿宽取L=90mm，由于为了使套筒能压紧蜗轮则mm。V-VI段：Ⅵ-V段右端为轴环的轴向定位，mmVI-VII段：。图6.2蜗轮轴结构（3）轴上零件的周向定位蜗轮、半联轴器与轴的定位均采用平键连接。按由文献[1]P106表6-1查得平键截面，键槽用铣刀加工，长为80mm，同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对称，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键分别为为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）参考文献[1]P365表15-2，取轴端倒角为圆角和倒角尺寸，个轴肩的圆角半径为1~26.3蜗杆轴的校核6.3.1求轴上的载荷图6.3蜗杆轴受力分析图首先根据轴的结构图（图6.1）做出轴的计算简图（图6.3）。在确定轴承的支点的位置时，应从文献[3]中查取得值。对于7209AC型轴承，由文献[3]P193中查得。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图6.3）可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的、及的值计算过程及结果如下：表6.3蜗杆轴上的载荷载荷HV支反力N322832281191.251191.25弯矩M总弯矩M扭矩T=34.3380（1）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据文献[1]P373式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，轴的计算应力：，故安全。6.3.2精度校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面II、III、IV只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面II、III、IV均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面V和VI与蜗轮啮合的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面VI的相近，但截面VI不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。因而该轴只需校核截面V左右即可。（2）截面E左侧抗截面系数抗扭截面系数截面E左侧弯矩截面E上扭矩=800.6199轴的材料为45钢，调质处理由文献[1]P362表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献[1]P40附表3-2查取，因，,又由文献[1]P41附图3-1可知轴的材料敏性系数，故有效应力集中系数文献[1]P42附图3-2尺寸系数，文献[1]P44附图3-4轴未经表面强化处理又由文献[1]P39表3-1与文献[1]P40表3-2的碳钢的特性系数取；，。计算安全系数故该轴在截面左侧强度是足够的。（3）截面E右侧抗截面系数按文献[1]P373表15-4中的公式计算抗扭截面系数弯矩及扭转切应力为过盈配合处由文献[1]P43附表3-8用插值法求出并取=3.16，故按磨削加工，文献[1]P44附图3-4表面质量系数轴未经表面强化处理，即，则按文献[1]P25式（3-12）和文献[1]P25式（3-12a）故得综合系数为又由文献[1]P39附表3-1与文献[1]P40附表3-2的碳钢的特性系数取；，取计算安全系数故该轴在截面右侧强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。至此蜗杆轴的设计即告结束。6.4蜗轮轴的强度校核6.4.1求轴上的载荷图6.4受力分析图首先根据轴的结构图（图6.1）做出轴的计算简图（图6.3）。在确定轴承的支点的位置时，应从文献[3]中查取得值。对于7213AC型轴承，由文献[3]P193中查得。因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图（图6.3）可以看出中间截面是轴的危险截面。现将计算的截面的、及的值计算过程及结果如下：表6.4轴上的载荷载荷HV支反力N322832281191.251191.25弯矩M总弯矩M扭矩T=800.6199按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。根据文献[1]P373式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，轴的计算应力：，故安全6.4.2精度校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面II、III只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面II、III均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面III和IV处过盈处配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右即可。（2）截面E左侧抗截面系数抗扭截面系数截面E左侧弯截面E上扭矩=800.6199轴的材料为45钢，调质处理由文献[1]P362表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献[1]P40附表3-2查取，因，,又由文献[1]P41附图3-1可知轴的材料敏性系数，故有效应力集中系数文献[1]P42附图3-2尺寸系数，文献[1]P44附图3-4轴未经表面强化处理又由文献[1]P39表3-1与文献[1]P40表3-2的碳钢的特性系数取；，计算安全系数故该轴在截面左侧强度是足够的（3）截面E右侧抗截面系数按文献[1]P373表15-4中的公式计算抗扭截面系数弯矩及扭转切应力为过盈配合处由文献[1]P43附表3-8用插值法求出并取=3.16，故文献[1]P44附图3-4表面质量系数轴未经表面强化处理，即，则按文献[1]P25式（3-12）和文献[1]P25式（3-12a）故得综合系数为又由文献[1]P39附表3-1与文献[1]P40附表3-2的碳钢的特性系数取；，取计算安全系数>>S=1.5故该轴在截面右侧强度也是足够的。本设计因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。至此轴的设计即告结束。7.滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：。7.1蜗杆轴上的轴承的选择和寿命计算（1）轴承的选择采用角接触球轴承，根据轴直径d=45mm，选择角接触球轴承的型号为7209C，主要参数如下：基本额定静载荷基本额定动载荷极限转速（2）寿命计算因蜗杆轴所受的轴向力向左，所以只有最左边的角接触球轴承受轴向力该轴承所受的径向力约为对于70000型轴承，按文献[1]P322表13-7轴承派生轴向力，其中为文献[1]P321表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，查文献[1]P321表13-5得角接触球轴承判断系数所以当量动载荷深沟球轴承所受的径向力约为当量动载荷所以，应用核算轴承的寿命因为是球轴承，所以取指数轴承计算寿命减速器设计寿命所以满足寿命要求。7.2蜗杆轴上轴承的选择计算（1）轴承的选择选择使用深沟球轴承，根据轴直径d=65mm，选用角接触球轴承的型号为7213C。主要参数如下：基本额定静载荷基本额定动载荷极限转速（2）寿命计算对于70000C型轴承，按文献[1]P322表13-7轴承派生轴向力，其中为文献[1]P321表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现轴承轴向力未知，故先初取，因此可估算：按文献[1]P322式（13-11）得由文献[1]P321表13-5进行插值计算，得，。再计算：两次计算的值相差不大，因此可以确定，，，。（3）轴承当量动载荷、因为由文献[1]P321表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1对轴承2因轴承运转中有中等冲击载荷，按文献[1]P319表13-6，，取。则：轴承计算寿命减速器设计寿命所以满足寿命要求。（3）静载荷计算查机械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数所以满足强度条件（4）极限工作转速计算以上所选各轴承的极限转速都成立，所以他们的极限工作转速一定满足要求。8.键连接的选择及校核计算8.1输入轴与电动机轴采用平键连接根据轴径，，查文献[2]P123可选用A型平键，得：，，，即：键8×70GB/T1096-2003键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献[1]P106表6-2查的许用应力，取其平均值。键的工作长度：键与联轴器接触高度。由文献[1]P106式（6-1）得：所以此键强度符合设计要求。8.2输出轴与联轴器连接采用平键连接根据轴径，，查文献[2]P123可选用A型平键，得：，，，即：键20×70GB/T1096-2003键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献[1]P106表6-2查的许用应力，取其平均值。键的工作长度：键与联轴器接触高度。由文献[1]P106式（6-1）得：所以此键强度符合设计要求。8.3输出轴与蜗轮连接用平键连接根据轴径，，查文献[1]P123可选用A型平键，得：，，，即：键16×70GB/T1096-2003键、轴和联轴器的材料都是钢，由文献[1]P106表6-2查的许用应力，取其平均值。键的工作长度：键与联轴器接触高度。由文献[1]P106式（6-1）得：所以此键强度符合设计要求。9．联轴器的选择计算9.1与电机输出轴的配合的联轴器（1）计算联轴器的计算转距查文献[1]P351表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取（2）型号选择根据前面的计算，电机输出轴，选择弹性联轴器TL6型。主要参数如下：公称扭距（满足要求）许用转速，因此此联轴器符合要求。轴孔直径轴孔长度9.2与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器（1）计算联轴器的计算转距查文献[1]P351表14-1得小转距、电动机作原动机情况下取（2）型号选择根据前面的计算，蜗轮输出轴，选择弹性销柱联轴器HL4型。主要参数如下：公称扭距许用转速，因此此联轴器符合要求。轴孔直径轴孔长度10.润滑和密封说明10.1润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r/min，所以选择润滑脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。10.2密封说明在试运转过程中，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，不允许使用任何碘片。轴伸处密封应涂上润滑脂。11．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。12．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