機械設計課程設計計算說明書螺旋輸送機傳動裝置

1、機械設計課程設計計算說明書題 目 螺旋輸送機傳動裝置 指導教師 院 系 機電建工學院 班 級 機自081 學 號 08105010137 姓 名 完成時間 目錄一、機械傳動裝置的總體設計. 1.1.1螺旋輸送機傳動裝置簡圖 1.1.2，原始數(shù)據(jù) 1.1.3，工作條件與技術要求 1.2.4，設計任務量二、電動機的選擇. 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 3.1 計算總傳動比 3.2 分配傳動裝置各級傳動比四、計算各軸的功率，轉數(shù)及轉矩 4.1 已知條件 4.2 電動機軸的功率，轉速及轉矩 4.3 軸的功率，轉速及轉矩 4.4 軸的功率，轉速及轉矩 4.5 軸的功率，轉速及轉矩五、齒輪的設計計算

2、 5.1齒輪傳動設計準則 5.2 直齒1、2齒輪的設計 5.3 直齒3、4齒輪的設計六、軸的設計計算 6.1軸的尺寸設計及滾動軸承的選擇 6.2軸的強度校核七、鍵聯(lián)接的選擇及計算 八、聯(lián)軸器的選擇.九、減速器箱體的設計.十、潤滑及密封設計十一、減速器的維護和保養(yǎng)十二、附錄（零件及裝配圖）計 算 及 說 明結 果一、機械傳動裝置的總體設計1.1.1螺旋輸送機傳動裝置簡圖圖1.1螺旋輸送機傳動裝置簡圖1.1.2，原始數(shù)據(jù)螺旋軸上的功率 p = 0.7kw螺旋筒軸上的轉速 n=11.5 r/min1.1.3，工作條件與技術要求 輸送機轉速允許誤差為5%；工作情況：三班制，單向連續(xù)運轉，載荷較平穩(wěn)；工

3、作年限：10年；工作環(huán)境：室外，灰塵較大，環(huán)境最高溫度40；動力來源：電力，三相交流，電壓380v；檢修間隔期：三年一大修，兩年一中修，半年一小修；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，單價生產(chǎn)。1.2.4，設計任務量減速器裝配圖一張（a0或a1）;零件工作圖2張 二、電動機的選擇(1) 選擇電動機的類型和結構形式 生產(chǎn)單位一般用三相交流電源，如無特殊要求(如在較大范圍內平穩(wěn)地調速，經(jīng)常起動和反轉等)，通常都采用三相交流異步電動機。我國已制訂統(tǒng)一標準的y系列是一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械，如金屬切削機床、風機、輸送機、攪拌機、農(nóng)

4、業(yè)機械和食品機械等。由于y系列電動機還具有較好的起動性能，因此也適用于某些對起動轉矩有較高要求的機械(如壓縮機等)。在經(jīng)常起動，制動和反轉的場合，要求電動機轉動慣量小和過載能力大，此時宜選用起重及冶金用的yz型或yzr型三相異步電動機。 三相交流異步電動機根據(jù)其額定功率(指連續(xù)運轉下電機發(fā)熱不超過許可溫升的最大功率，其數(shù)值標在電動機銘牌上)和滿載轉速(指負荷相當于額定功率時的電動機轉速，當負荷減小時，電機實際轉速略有升高，但不會超過同步轉速磁場轉速)的不同，具有系列型號。為適應不同的安裝需要，同一類型的電動機結構又制成若干種安裝形式。各型號電動機的技術數(shù)據(jù)(如額定功率、滿載轉速、堵轉轉矩與額定

5、轉矩之比、最大轉矩與額定轉矩之比等)、外形及安裝尺寸可查閱產(chǎn)品目錄或有關機械設計手冊。 按已知的工作要求和條件，選用y型全封閉籠型三相異步電動機。(2) 選擇電動機的功率 工作機所需的電動機輸出功率為彈性聯(lián)軸器的傳動效率0.97滾動軸承的傳動效率=0.99錐齒輪的傳動效率=0.95螺旋筒的傳動效率=0.96電動機至運輸帶之間總效率 = =0.816(3) 初選為同步轉速為1000r/min的電動機根據(jù)機械設計課程設計表16-1，選擇電動機型號為y90l-6,其額定功率為1.1kw，滿載轉數(shù)為910r/min 即 三、計算總的傳送比及分配各級的傳動比3.1 計算總傳動比總傳動比 3.2 分配傳動

6、裝置各級傳動比考慮兩級齒輪潤油問題，兩級齒輪應有相近的浸油深度，所以高速級齒輪傳動比與低速級齒輪傳動比的比值取1.3，即=1.3取=4.5;if =79.13/4.5=17.58 ;=4.78；表3-1齒輪傳動單級傳動比常用值圓柱35圓錐23最大值85四、計算各軸的功率，轉數(shù)及轉矩4.1 已知條件 4.2 電動機軸的功率，轉速及轉矩kwr/minnmm4.3 軸的功率，轉速及轉矩 kw r/minnmm4.4 軸的功率，轉速及轉矩 kw r/min nmm4.5 軸的功率，轉速及轉矩 kw r/min nmm五、齒輪的設計計算4.1齒輪傳動設計準則齒輪傳動是靠輪齒的嚙合來傳遞運動和動力的，齒輪

7、失效是齒輪常見的失效形式。由于傳動裝置有開式、閉式，齒面硬度有軟齒面（硬度350hbs）、硬齒面（硬度350hbs），齒輪轉速有高與低，載荷有輕與重之分，所以實際應用中常會出現(xiàn)各種不同的失效形式。分析研究試銷形式有助于建立齒輪設計的準則，提出防止和減輕失效的措施。設計齒輪傳動時應根據(jù)齒輪傳動的工作條件、失效情況等，合理地確定設計準則，以保證齒輪傳動有足夠的承載能力。工作條件、齒輪的材料不同，輪齒的失效形式就不同，設計準則、設計方法也不同。對于閉式軟齒面齒輪傳動，齒面點蝕是主要的失效形式，應先按齒面接觸疲勞強度進行設計計算，確定齒輪的主要參數(shù)和尺寸，然后再按彎曲疲勞強度校核齒根的彎曲強度。閉式硬

8、齒面齒輪傳動常因齒根折斷而失效，故通常先按齒根彎曲疲勞強度進行設計計算，確定齒輪的模數(shù)和其他尺寸，然后再按接觸疲勞強度校核齒面的接觸強度。對于開式齒輪傳動中的齒輪，齒面磨損為其主要失效形式，故通常按照齒根彎曲疲勞強度進行設計計算，確定齒輪的模數(shù)，考慮齒輪的模數(shù)，考慮磨損因素，再將模數(shù)增大10%20%，而無需校核接觸強度。4.2 直齒1、2齒輪的設計(一)根據(jù)已知條件選擇材料 1， kw 2， r/min r/min 3，工作條件：使用壽命10年，三班制，單向連續(xù)運轉，中等沖擊。（二）選擇齒輪材料及精度等級。小齒輪選用45鋼調質 硬度hb1=250hbs大齒輪選用45鋼正火 硬度hb1=210h

9、bs 精度等級：7級 齒面粗超度 ra3.26.3m(三)按齒輪接觸疲勞強度設計 轉矩 nmm ； nmm（四）載荷系數(shù)和材料彈性影響系數(shù) 由下表4-1 試選載荷系數(shù)=1.4 表4-1 載荷系數(shù)k工作機械載荷特性原動機電動機多缸內燃機單缸內燃機均勻加料的運輸機和加料機、輕型卷揚機、發(fā)電機、機床輔助傳動均勻、輕微沖擊11.21.21.61.61.8不均勻加料的運輸機和加料機、重型卷揚機、球磨機、機床主傳動中等沖擊1.21.61.61.81.82.0沖床、鉆床、破碎機、挖掘機大的沖擊1.61.81.92.12.22.4查機械設計表10-6得材料的彈性影響系數(shù)（五）齒寬系數(shù)因單級齒輪傳動為對稱布置，

10、而齒輪齒面又為軟齒面，查表4-2得， 表4-2 齒寬系數(shù)齒輪相對于軸承的位置齒 面 硬 度軟齒面（350hbs）硬齒面（350hbs）對稱布置0.81.40.40.9不對稱布置0.61.20.30.6懸臂布置0.30.40.20.25(六)許用接觸疲勞許用應力由機械設計圖10-21查得， 查課本機械設計圖10-19得， ， 安全系數(shù)mpa mpa（七）選小齒輪齒數(shù)z1=25,則大齒輪齒數(shù)z2=25*4.78=1201.試算小齒輪分度圓直徑 ，代入其中取較小值； 30.83mm 2.計算圓周速度v 圓周速度v=1.47m/s 3. 查課本機械設計圖10-8得動載系數(shù)=1.1 直齒輪 查課本表10

11、-2得使用系數(shù) 查課本表10-4得小齒輪相對于軸承非對稱布置時， 查機械設計圖10-13得=1.45 得，載荷系數(shù)k=1.5954.按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑(選=1.4) 5計算模數(shù)(八)按齒根彎曲疲勞強度校核設計 由式：（1）確定有關系數(shù)與參數(shù)1.查機械設計圖10-20c得，小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪彎曲疲勞強度極限2.查機械設計圖10-18得，彎曲疲勞壽命系數(shù)；3.計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，得 4.計算載荷系數(shù)k 5.查齒形系數(shù)和應力校正系數(shù) 查機械設計表10-5得，6.計算齒輪的 大齒輪的數(shù)值較大（2）設計計算 由計算公式得： 對比計算結果，由于

12、齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以取由彎曲疲勞強度算得的m=0.9258，并取圓整為標準值m=1，前面計算得=32.199mm,得小齒輪的齒數(shù) 則,大齒輪齒數(shù)（九）幾何尺寸計算齒頂高：齒根高： 全齒高：頂隙： 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒距： 齒厚： 齒槽寬：標準中心距：齒寬： 取4.3 直齒3、4齒輪的設計(一)根據(jù)已知條件選擇材料 1， kw 2， r/min r/min 3，工作條件：使用壽命10年，三班制，單向連續(xù)運轉，中等沖擊。（二） 齒輪材料及精度等級。小齒輪選用45鋼調質 硬度hb1=

13、250hbs大齒輪選用45鋼正火 硬度hb1=240hbs 精度等級：7級 齒面粗超度 ra3.26.3m(三)按齒輪接觸疲勞強度設計 轉矩 nmm ； nmm（四）載荷系數(shù)和材料彈性影響系數(shù) 選載荷系數(shù)=1.4, 查機械設計表10-6得材料的彈性影響系數(shù)(五)齒寬系數(shù)因二級齒輪傳動為非對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，(六)許用接觸應力由機械設計圖10-21查得， 9107查機械設計圖10-19得， ，安全系數(shù)mpa mpa（七）選小齒輪齒數(shù)z3=25則大齒輪齒數(shù)z4=25*3.68=921.試算小齒輪分度圓的直徑，代入其中取較小值；mm2.計算圓周速度vv=0.52m/s3.計算載荷系數(shù) 根

14、據(jù)v=0.52m/s，8級精度，由課本機械設計圖10-8查得動載荷系 圓柱直齒輪， 查課本表10-2得使用系數(shù) 查表課本10-4得小齒輪相對于軸承非對稱布置時， 查機械設計圖10-13得 得，載荷系數(shù)k=1.4914.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 =52.17= 53.27（取1.4）（八）按齒根彎曲疲勞強度設計 由式：（1）確定有關系數(shù)與參數(shù)1.查機械設計圖10-20c得，小齒輪彎曲疲勞強度極限；大齒輪彎曲疲勞強度極限2.查機械設計圖10-18得，彎曲疲勞壽命系數(shù)；3.計算彎曲疲勞許用應力 查表4-6得彎曲疲勞安全系數(shù) mpa mpa 4.計算載荷系數(shù)k 5.查取齒形系數(shù)和應力校正

15、系數(shù) , ,6.計算兩齒輪的 并比較 取大齒輪數(shù)據(jù) (2)設計計算 對比計算結果，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度的承載能力僅與齒輪直徑有關，所以取由彎曲疲勞強度算得的m=1.496，并取圓整為標準值m=1.5，前面計算得=53.27mm,得小齒輪的齒數(shù) 得則大齒輪齒數(shù)齒頂高：齒根高： 全齒高：頂隙： 分度圓直徑： 基圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒距： 齒厚： 齒槽寬：標準中心距：齒輪寬度： 圓整后取 六、軸的設計計算6.1軸選45鋼，調質由機械設計表15-3確定 高速軸 a01=126.中間軸 a02=120，低速軸 a03=112高速軸：

16、=13.38mm有聯(lián)軸器d=14中間軸：=21.2mm因中間軸最小直徑處安裝滾動軸承，取為標準值d2min=25mm低速軸：=32.3mm1）高速軸各軸直徑d11:最小直徑，安裝聯(lián)軸器，d11=d1min=14mmd12:密封處軸段，定位高度h=（0.07-0.1）d11 ,d21=d11+2h，所以d12=14+2*0.1*14=16.8,該處與密封圈標準（氈圈密封）取d12=20mmd13：滾動軸承處軸段，d13=25mm，滾動軸承選6205 其尺寸為 d*d*b=25*52*15d14：過渡軸段，由于各級齒輪傳動的線速度 d14=28d15：d15=d13各軸長度l11：由聯(lián)軸器的谷孔寬

17、確定 l11=20mml12：由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系等確定，l12=60mml13：由滾動軸承，檔油盤：l13=30mml14：由高速小b1=32mm，確定l14=30mml15：由裝配關系確定，l14=68mml16：由滾動軸承，檔油盤：l16=30mm2）中間軸各軸直徑d21:最小直徑，滾動軸承處軸段，應與軸承的內徑孔一致查機械設計課程設計表12-1取d21=35mm，滾動軸承選6207其尺寸為d*d*b=35*72*17d22:高速級大齒輪軸段，d22=38mmd23：軸承，根據(jù)齒輪的軸向定位要求，d23=45mmd24：低速小齒輪軸段，d24=d22=38mmd25：d25=d

18、21=35mm各軸長度l21：由滾動軸承，檔油盤，l21=25mml22：由高速級大齒輪的轂孔寬度b2=32確定，所以l22=30mml23：l23=10mml24：由低速級小齒輪的轂孔寬度b3=58確定，所以l24=56mml25：由滾動軸承擋油盤及裝配關系確定l25=34.5mm3）低速軸各軸直徑d31:滾動軸承段取d31=55mm,滾動軸承選6211其尺寸為d*d*b=55*100*21d32:低速級大齒輪軸段，d23=65mm,d33：過度軸段d33=75mmd34：滾動軸承段d34=d31d35：密封處軸段，根據(jù)定位要求以及密封圈的標準取d35=50mmd36：聯(lián)軸器段，d36=45

19、mm各軸長度l31：由滾動軸承擋油盤及裝配關系確定l31=37mml32：由低速級大齒輪的轂孔寬度b4=53確定取l32=51mml33：過度軸段l33=44.5mml34：由滾動軸承擋油盤及裝配關系確定l34=32.5mml35：由箱體結構，軸承端蓋，裝配關系等確定，l35=33mml36：與錐齒輪配合，查機械設計課程設計取l36=50mm6.2軸的校核高速軸的校核：由同軸分流式，每對嚙合齒輪僅傳遞全部載荷的一半，輸入軸、輸出軸只承受扭矩，中間軸只受全部載荷的一半：高速軸受力圖如圖由于齒輪上所受的力大小相等，方向相反，故軸不受彎矩，只受轉矩作用。由機械設計教材第370頁表15-3得，取=35

20、mp由于軸上所受的扭矩相同，故軸直徑最小的一段為危險截面故危險截面的直徑d=14mm由于只受扭矩作用，故按扭轉強度計算。 kw r/min t=t/wt=（9550000*p/n)/0.2d3=20.8mp=故符合強度要求中間軸 kw r/min nmm中間級大齒輪的分度圓直徑小齒輪的分度圓直徑：而作用在大齒輪上的圓周力ft2=t2/d2=52420/153=342.6n徑向力：fr2=ft2*tan a=342.6*tan 20=124.7n而作用在小齒輪上的圓周力ft3=t2/d3=52420/52.5=1000.4n徑向力：fr3=fr3*tan a=1000.4*tan20=364.1

21、n求垂直面的支反力：fr4=(fr3(l1+l2)+fr2*l1)/(l1+l2+l3)=303.8nfr1=fr2+fr3-fr4=124.7+364.1-303.8=184.98n計算垂直彎矩：mr=-fr1*l1=-184.98*53=-9804n*mmmr=-fr4*l3=-303.8*41=-12455.8n*mm求水平面的支承力ft4=(ft3(l1+l2)+ft2*l1)/(l1+l2+l3)=805n*mmft1=ft2+ft3-ft4=364.1+1000.4-805=559.5計算水平彎矩mt=-ft1*l1=-559.5*53=-29655.3n*mmmt=-ft4*l3

22、=-805*41=-33005n*mm求水平面的支承力總彎矩： nmm其軸的力學模型及轉矩、彎矩如圖所示a） 力學模型圖b） v面力學模型圖c） v面彎矩圖d） h面力學模型圖e） h面彎矩圖f） 合成彎矩圖g） 轉矩圖抗彎扭合成力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和最大轉矩的截面（即危險截面c）的強度。由軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6，軸的當量力矩為：軸的計算應力：ca=m/0.1df3=13.04mpa60mpa故符合強度要求低速級軸的校核:由同軸分流式，每對嚙合齒輪僅傳遞全部載荷的一半，輸入軸、輸出軸只承受扭矩，中間軸只受全部載荷的一半：高速軸受力圖如

23、圖所示由于齒輪上所受的力大小相等，方向相反，故軸不受彎矩，只受轉矩作用輸出軸上的功率 kw nmm由于軸上所受的扭矩相同，故軸直徑最小的一段為危險截面故危險截面的直徑d=35mm由于只受扭矩作用，故按扭轉強度計算。 kw r/mint=t/wt=（9550000*p/n)/0.2d3=21.59mp故軸的強度滿足要求七、鍵聯(lián)接的選擇及其校核計算6.1鍵的設計和計算(1)選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8級以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應用平鍵.對于低速軸（軸）聯(lián)軸器處 ，與齒輪配合處軸徑查機械設計課程設計表10-1?。?(2)校核鍵聯(lián)接的強度 查機械設計表6-3得 =110mpa工作長度 (3

24、)鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由式（6-1）得： 兩者都合適取鍵標記為： 鍵1：14940 a gb/t1096-2003鍵2：181145 a gb/t1096-12003平鍵聯(lián)接尺寸（摘自gb1096-1979）軸鍵鍵槽公稱尺寸公稱尺寸寬度深度公稱尺寸極限偏差軸t轂t1較松聯(lián)接一般聯(lián)接較緊聯(lián)接軸轂軸轂軸轂公稱尺寸極限偏差公稱尺寸極限偏差6+0.0300+0.078+0.0300-0.0300.015-0.012-0.0423.5+0.102.8+0.108+0.0360+0.098+0.0400-0.0360.018-0.015-0.0514.0+0.203.3+0.20105.03.312+0

25、.0430+0.120+0.0600-0.0430.0215-0.018-0.0615.03.3145.53.8166.04.3187.04.420+0.0620+0.149+0.0650-0.0620.026-0.022-0.0747.54.9229.05.4259.05.428106.4鍵的長度系列6，8，10，12，14，16，18，20，22，25，28，32，36，40，45，50，56，63，70，80，90，100，110，125，140，160，180，200，220，250，280，300，360八、聯(lián)軸器的選擇因為d11=14，所以查機械設計課程設計表13-1取d=14的聯(lián)

26、軸器因為d36=45，所以查機械設計課程設計表13-1取d=45的聯(lián)軸器 九、減速器箱體的設計減速器的箱體采用鑄造（ht200）制成，采用剖分式結構,為了保證齒輪配合質量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xh為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為r=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 a

27、視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用m6緊固b 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。c 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.d 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣

28、器，以便達到體內為壓力平衡.e 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.f 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度. 潤滑密封設計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用sh0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為 密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大,并勻均布置，保證部分面處的密封性.鑄鐵主

29、要結構尺寸名稱符號減速器形式及尺寸關系/mm齒輪減速器箱座壁厚10箱蓋壁厚10箱蓋凸緣厚度10箱座凸緣厚度10箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑m16地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑m16蓋與座聯(lián)接螺栓直徑m12軸承端蓋螺釘直徑m5檢查孔蓋螺釘直徑m6定位銷直徑6箱蓋、箱座肋厚10.20箱座深度124箱座高度140 十、潤滑密封設計對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用sh0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度.密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為 密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大,并勻均布置，保證部分面處的密封性. 十一、減速器的維護與保養(yǎng)對皮帶運輸機實行定期維護保養(yǎng)的目的是。減少機器的故障，延長機器使用壽命；縮短機器的停機時間；提高工作效率，降低作業(yè)成本。齒輪的維護（1）