二级减速器说明机械设计说明22369249.doc

二级减速器说明书_机械设计说明书第一章 任务书31.1课程设计说明31.2课程设计任务书31.2.1运动简图31.2.2原始数据41.2.3已知条件41.2.4设计工作量：4第二章 减速器设计步骤52.1电动机的选择52.1.1选择电动机的类型52.1.2选择电动机的容量52.1.3确定电动机转速62.2确定传动装置的总传动比和分配传动比82.2.1分配减速器的各级传动比82.2.2计算各轴的动力和动力参数82.3传动零件的设计计算102.3.1 V带设计102.3.2齿轮设计：122.4减速器结构设计182.5轴的设计及效核192.5.1初步估算轴的直径192.5.2联轴器的选取202.5.3初选轴承202.5.4轴的结构设计（直径，长度来历）212.5.5低速轴的校核232.6轴承的寿命计算262.7键连接的选择和计算272.8减数器的润滑方式和密封类型的选择282.8.1齿轮传动的润滑282.8.2润滑油牌号选择282.8.3密封形式282.9减速器箱体及其附件 .28 2.9.1箱体结构形式及材料.28 2.9.2主要附件作用及形式. 293.0设计总结31致谢. 31 参考资料32第一章 任务书1.1课程设计说明本次设计为课程设计，通过设计二级齿轮减速器，学习机械设计的基本过程、步骤，规范、学习和掌握设计方法，以学习的各种机械设计，材料，运动，力学知识为基础，以机械设计、机械原理、机械制图、机械设计课程设计手册、制造技术基础、机械设计课程设计指导书以及各种国标为依据，独立自主的完成二级减速器的设计、计算、验证的全过程。亲身了解设计过程中遇到的种种问题和解决的方法，思考、分析最优方案，这是第一次独立自主的完成设计过程，为毕业设计以及以后的就业工作做下铺垫。1.2课程设计任务书课程设计题目1：带式运输机1.2.1运动简图 1.22原始数据题 号参 数12345678910运输带工作拉力F（KN）3.03.23.53.844.24.555.56运输带工作速度v（m/s）2.01.81.61.91.91.91.81.71.61.5滚筒直径D（mm）400450400400400450450450450450每日工作时数T（h）16161616161616161616使用折旧期（y）88888888881.2.3已知条件1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为±5%；2、滚筒效率：j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；3、工作环境：室内，灰尘较大，最高环境温度35°C；4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。1.2.4设计工作量：1、减速器装配图1张（A0或A1）；2、零件工作图13张；3、设计说明书1份。第二章 减速器设计步骤2.1电动机的选择2.1.1选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2.1.2选择电动机的容量 （2-1） （其中：为电动机功率，为负载功率，为总效率。） 由电动机到传输带的传动总效率为 图2-1 运动简图式中：、 分别为带传动、轴承、 齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取（带传动），（滚子轴承），（直齿轮），（齿轮联轴器），（已知）。取所以因载荷平稳，电动机额定功率只需要稍大于即可，按表2.1中Y系列的电动机数据，选电动机的额定功率11kw表2.1 各种电机参数2.1.3确定电动机转速卷筒转速为=90 按推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比,二级圆柱齿轮减速器的传动比为，则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为 可见，电动机同步转速可选、和两种。根据相同容量的两种转速，从表2-1中查出两个电动机型号，再将总传动比合理分配给V带和减速器，就得到两种传动比方案，如表2-2所示。表2-2 两种不同的传动比方案方案电动机型号额定功率 kw电动机转速电动机重量Kg传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带减速器1Y160M1-2113000293011733.332.08162Y160M-4111500146012316.672.088 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选择第1种方案，即电动机型号为Y160M1-2。电动机中心高H =160mm,外伸轴段D×E=42×110mm。 （2）电动机的外形示意图 2.1.4确定传动（3）电动机的安装尺寸表 （单位：mm） 电机型号Y160M 型号尺 寸HABCDEF×GDGADACHDL1602542101084211012×537255162.5385600装置的总传动比和分配传动比2.2.1分配减速器的各级传动比（1）由选定的电动机满载转数和工作机主动轴转数n可得传动装置总传动比为 （2）分配传动装置传动比 ,分别为带传动比和减速器的传动比，为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取，则减速器传动比 （3）分配减速器的各级传动比 按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由图123展开式曲线查的，则2.2.2计算各轴的动力和动力参数（1）计算各轴转速 轴 =1046.43 轴 =261.61 轴 =90.84 卷通轴 =90.84 （2）计算各轴输入功率、输出功率 轴 =8.41×0.96=8.0736 kw 轴 =8.0736×0.995×0.97=7.79 kw 轴 =7.79×0.995×0.97=7.52 kw 卷筒轴=7.52×0.995×0.99=7.41 kw各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.995，分别为轴 =8.0736×0.995=8.03 kw轴 =7.79×0.995=7.75 kw轴 =7.75×0.995=7.48 kw卷筒轴 =7.41×0.995=7.37 kw（3）计算各轴的输入、输出转矩。电动机轴输出转矩 轴输入转矩 轴输入转矩 轴输入转矩 卷筒机输入转矩 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.995表2-3 运动和动力参数计算结果轴名功率 P/KW转距T/N*M转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电机8.4127.4129302.80.96轴8.078.0373.6873.311046.43轴7.797.25284.44283.02261.6140.965轴7.527.48790.84786.6990.842.880.965卷筒轴7.417.37778.82774.9390.8410.9852.3传动零件的设计计算2.3.1 V带设计（1）、已知条件和设计内容 设计V带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率P；小带轮转速；大带轮（2）、设计步骤：1）、确定计算功率 根据工作条件载荷平稳，由表8-71查得=1.2，计算功率为 2）、选择V带的带型根据计算功率 ,小带轮的转速，由图8-111 选用A型带。3）、确定带轮的基准直径，并验算带速v初选小带轮基准直径 根据v带的带型，由表8-61和表8-81，取小带轮的基准直径=125 mm。 验算带速 v 由于5 m/s< v < 25 m/s ，故带速合适。4）、计算大带轮的基准直径由,传动比,有 =2.8×125=350 mm，根据表8-81，取=355 mm5）确定V带的中心距 ,并选V带的基准长度确定小带轮中心距根据式8-201 0.7(+)+h=222.52(+)=760初定中心距=400 mm。 计算相应的带长由表8-21选带的基准长度=1600 mm 计算实际中心距a及其变动范围 中心距的变化范围为6）、验算小带轮上的包角 包角合适。7）、计算带的根数计算单根V带的额定计算功率，由 和，查表8-4a1得P0=3.04 kw查表8-4b1得查表8-51得，查表8-21得，取4根。8）确定带的最小初拉力由表8-31得A型带的单位长度质量 q=0.10 kg/m,9)计算带传动的压轴力Fp 压轴力的最小值为(3) 把带传动的设计计算结果记入表2-4中表2-4 带传动的设计参数带型A中心距420小带轮直径125包角148大带轮直径355带长1600带的跟数4初拉力149.15带速19.17压轴力1151.592.3.2齿轮设计：一、高速级齿轮传动计算已知条件：输入功率=8.07kw,小齿轮转速传动比 =4,工作寿命为8年（年工作日300天），两班制。(1)选定齿轮类型、材料和齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择。由表10-11选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选择小齿轮齿数=24，大齿轮齿数=4×24=96。 (2)按齿面接触强度设计由公式（10-9a）1知齿面接触强度设计公式为1)确定上公式内的各计算数值计算载荷系数K试选择载荷系数=1.3计算小齿轮传递的转矩=95.5×=×95.5×=7.365× Nmm由表10-71选取齿宽系数=1。由表10-61查得材料的弹性影响系数=189.8 。由图10-21d1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MPa。计算应力循环次数 =60j=60×1046.43×1×(16×300×8)=2.411×109 =6.027×108由图10-191取接触疲劳寿命系数=0.90；=0.95计算接触疲劳许用应力 由1表6.5，取失效概率为1%，安全系数S=1，则 =0.9×600=540 MPa =0.95×550=522.5 MPa2）计算试算小齿轮分度圆直径d1,由计算公式得 58.207 mm计算圆周速度，确定齿轮精度V=3.19 m/s计算齿宽bb=158.207=58.207 mm计算齿宽与齿高之比模数=2.425 mm；齿高h=2.25=5.46 mm =10.66计算载荷系数根据v=3.19 m/s，7级精度，由图10-81查得动载系数=1.10；直齿轮=1;由表10-21查得使用系数=1；由表10-41用插值法查的7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.422。由=10.66，=1.422，查图10-131得=1.35；故载荷系数 K=1=1.5647按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a1得 mm计算模数mm=2.60 mm3）按齿根弯曲强度设计由式10-51得弯曲强度的设计公式为m（1）确定公式内的各计算数值由图10-20c1查的小齿轮的弯曲强度极限=500 MPa，大齿轮的弯曲强度极限=380 MPa。由图10-181取弯曲疲劳寿命系数。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-121得计算载荷系数KK=查取齿形系数由表10-51查得 查取应力校正系数由表10-51查得 计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要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1.82并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径，算得小齿轮齿数大齿轮齿数 4） 几何尺寸计算 计算分度圆直径 计算中心距 mm计算齿轮宽度b=d=1×64=64 mm，故取b1=70 mm；b2=65 mm二、低速机齿轮传动计算(1)选定齿轮类型、材料和齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3）材料选择。由表10-11选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4）选择小齿轮齿数=24，大齿轮齿数=2.88×24=69.12，取69。 (2)按齿面接触强度设计由公式10-9a1知齿面接触强度设计公式为1)确定上公式内的各计算数值计算载荷系数K试选择载荷系数=1.3计算小齿轮传递的转矩=95.5×=×95.5×=2.84× Nmm由表10-71选取齿宽系数=1。由表10-61查得材料的弹性影响系数=189.8 。由图10-21d1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MPa。计算应力循环次数 =60j=60×261.61×1×(16×300×8)=6.027×108 =2.093×108由图10-191取接触疲劳寿命系数=0.95；=0.97计算接触疲劳许用应力 由1表6.5，取失效概率为1%，安全系数S=1，则 =0.9×600=540 MPa =0.95×550=522.5 MPa2）计算试算小齿轮分度圆直径d1,由计算公式得 93.583 mm计算圆周速度，确定齿轮精度V=1.282 m/s计算齿宽bb=193.583=93.583 mm计算齿宽与齿高之比模数=3.899 mm；齿高h=2.25=8.773 mm =10.67计算载荷系数根据v=1.282 m/s，7级精度，由图10-81查得动载系数=1；直齿轮=1;由表10-21查得使用系数=1；由表10-41用插值法查的7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.422。由=10.66，=1.422，查图10-131得=1.35；故载荷系数 K=1=1.422按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a1得 mm计算模数mm=3.44 mm3）按齿根弯曲强度设计由式10-51得弯曲强度的设计公式为m（1）确定公式内的各计算数值由图10-20c1查的小齿轮的弯曲强度极限=500 MPa，大齿轮的弯曲强度极限=380 MPa。由图10-181取弯曲疲劳寿命系数。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）得计算载荷系数KK=查取齿形系数由表10-51查得 查取应力校正系数由表10-51查得 计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要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2.76并就近圆整为标准值m=3mm，按接触强度算得的分度圆直径，算得小齿轮齿数大齿轮齿数，取95 4） 几何尺寸计算 计算分度圆直径 计算中心距 mm计算齿轮宽度b=d=1×99=99 mm，故取b1=105 mm；b2=100 mm三、圆柱齿轮传动参数表各级大齿轮、小齿轮几何尺寸和参数的计算结果如下表 表2-5 圆柱齿轮传动参数表名称代号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm160192传动比i42.88模数mnmm2.03.0端面压力角°2020啮合角°2020齿数z321283395分度圆直径dmm6425699285节圆直径dmm6425699285齿顶圆直径damm68260105291齿根圆直径dfmm5925191.5277.5齿宽bmm7065105100材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS2802402802402.4减速器结构设计 表2-6 减速箱机体结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸关系/mm箱座壁厚 8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径16机盖与座联接螺栓直径10联接螺栓的间距180轴承端盖螺栓直径8视孔盖螺钉直径8定位销直径8、到外箱壁距离26、22 、16、至凸缘边缘距离24、14轴承旁凸台半径24凸台高度40外箱壁至轴承座端面距离50大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离9箱盖、箱座肋厚、7、7轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度8轴承旁联接螺栓距离1302.5轴的设计及效核2.5.1初步估算轴的直径在进行轴的结构设计之前，应首先初步计算轴的直径。一般按受扭作用下的扭转强度估算各轴的直径，计算公式为，式中：P轴所传递的功率，kw； n轴的转速，r/min;A由轴的需用切应力所确定的系数。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，查15-31得A=103126，则 I 轴 =21.73 mm 轴=34.09 mm 轴=47.94 mm将各轴圆整为=25mm , =35mm , =50mm。2.5.2联轴器的选取 轴I段需要与联轴器连接，为使该段直径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选用联轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性注销联轴器,由表14-11查得：工作情况系数=1.5,由表8.52查得：选用LT9型弹性注销联轴器 LT9型弹性注销联轴器主要参数为：公称转矩Tn=1000N·m轴孔长度112mm(Y型)孔径=50mm表2-7联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩N·m许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kg·m2许用补偿量轴向径向角向LT910002850501122500.213±1.50.4102.5.3初选轴承I 轴选轴承为：7007AC； 轴选轴承为：7007AC； 轴选轴承为：7012AC。所选轴承的主要参数如表2-8 表2-8 轴承的型号及尺寸轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kNammdDBdnDa动载荷Cr静载荷Cor7007AC356214415618.513.518.37007AC356214415618.513.518.37012AC609518678836.231.527.12.5.4轴的结构设计（直径，长度来历）一 低速轴的结构图 图2-2 低速轴结构简图根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度（1）I段与联轴器配合 取=50,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取=102。（2）为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩，由表7-12毡圈油封的轴颈取=55mm,由轴从轴承孔端面伸出15-20mm,由结构定取=63mm。（3）轴肩为非定位轴肩初选角接触球轴承，取=60mm考虑轴承定位稳定，略小于轴承宽度加挡油环长度，取=28mm。(4) 段安装齿轮，取=70 mm,考虑齿轮轴向定位，略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取=97mm(5)轴V直径大于安装于轴上齿轮内径6-10mm,取= 75mm，=79mm。 (6)轴肩间安装角接触球轴承为7012AC 取=60mm，根据箱体结构 取=28（7）轴上齿轮、半联轴器零件的轴向定位均采用平键连接。由表4-12查得平键b×h=20×12（GB1095-2003）,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm。同样半联轴器与轴的联接，选用平键b×h=16×10，键长选择90。轴端倒角2×45°，各轴肩处圆角半径R=2mm。二、中速轴尺寸图2-3 中速轴结构简图（1）确定各轴段直径d1=35 mmd2=46 mmd3=60 mmd4=55 mm d5=35 mm（2）确定各轴段长度L1=26 mmL2=62 mmL3=10 mmL4=102 mmL5=26 mm三、高速轴尺寸图2-4 高速轴结构简图（1）确定各轴段直径d1=28 mmd2=33 mmd3=35 mmd4=55 mm d5=45 mm d6=35 mm(2)确定各轴段长度L1=60 mmL2=83 mmL3=24 mmL4=67 mmL5=113 mmL6=24 mm2.5.5低速轴的校核由于低速轴上所承受的转矩最大，所以仅对低速轴按弯扭合成强度条件进行校核计算。（1） 轴强度的校核计算1）轴的计算简图图2-5 低速轴结构简图2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面进行校核。将轴简化为如下简图 图2-6轴的计算简图（2）弯矩图 根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩图 图2-7 轴的载荷分析图已知=790.6Nm,齿轮分度圆直径d=285,对于7012AC型轴承，由表6-62查得a=27,得到做为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=71+114=185mm5548.07N2019.56N0N载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定 水平面总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是危险截面，现将计算出的截面C处的弯矩值列下表 表2-9 截面C弯矩值数据表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩总弯矩扭矩TTm=7.096×N·mm（3）扭矩图 如图2-7（4）校核轴的强度 取=0.6，由表15-11查得=60MPa，由表4-12查得t=6mm52.54MPa=60MPa2.6轴承的寿命计算（1）低速轴轴承寿命计算1）预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为250天）。预期寿命=8×300×16=38400h=3.84×h2）寿命验算图2-8 轴承的受力简图轴承所受的径向载荷,，当量动载荷和低速轴选用的轴承7012AC ,查表13-61得到=1.2已知，温度系数=1（常温）由表6-62得到查表13-51得到e=0.68, ,验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力验算1.83×h所以所选轴承可满足寿命要求。2.7键连接的选择和计算（1）低速轴齿轮的键联接1） 选择类型及尺寸 根据d=70mm,L=97mm,选用A型，b×h=20×12,L=80mm2）键的强度校核键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=l-b=80-20=60mmk=0.5h=6mm强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取110MPa7.906×10N·mm键安全合格（2）低速轴联轴器的键联接1）选择类型及尺寸 根据d=50mm,L=102mm,选用C型，b×h=16×10,L=90mm2）键的强度校核r键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=L-b=90-16=74mmk=0.5h=5mm强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取110MPa7.906×105N·mm键安全合格2.8减数器的润滑方式和密封类型的选择2.8.1齿轮传动的润滑本设计采用油润滑。润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。1）齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度为30-50mm。另外传动件浸油中深度要求适当，要避免搅油损失太大，又要充分润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应 尽量相近，以便浸油深度相近。2）滚动轴承的润滑滚动轴承宜开设油沟、飞溅润滑。2.8.2润滑油牌号选择由表7.13得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm/s选用L-CKC220润滑油。2.8.3密封形式用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇形密封圈实现密封。轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段选取。2.9 减速器箱体及其附件2.9.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。2.9.2 主要附件作用及形式1 通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由表11-52选用通气器尺寸M22×1.52 窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由表11-42取A=120mm 3 油标尺油塞 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。 由表7-102选用油标尺尺寸M204油塞为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。由表7-112选用油塞尺寸 M12×1.255定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。由表4-42 GB117-2000 A10×306 启盖螺钉 在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M10×357起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩尺寸见表11-32 3.0设计总结转眼已做了一个月的课程设计，通过本次二级减速器的设计，让我对机械行业中产品的设计过程有了亲身体会，同时体会到机械设计的过程是严谨的分工步骤，开放的设计思想，细致的计算验证，反复推倒重来的过程，任何一个环节都不能疏漏，借鉴前人的经验技巧，参阅各种标准手册，站在全局来设计产品。本次课程设计填补了以往课堂上，我们只是很公式化的解题，对于实际的工程设计计算没有具体的概念。查表、计算、绘图这些对于还不是很熟练的我们来说真不是很容易，进度慢，返工多是比较普遍的现象，但是通过老师不辞辛劳的指导，解答我们的疑问，指出我们设计上的缺陷，指引我们的思路，使我们在设计过程中获益匪浅。 通过本次设计过程，我更认识了自己的不足，一个产品的设计需要方方面面的知识，经验，技巧作为基础，这也是我一个身为机械设计学生的执着追求。致谢非常感谢王老师在课程设计过程中对我的指导，也感谢在设计过程中所有给过我帮助和讲解的同学，非常感谢你们！参考资料参考文献1濮良贵、纪名刚主编.机械设计.8版.高等教育出版社，2006.5；22-4082吴宗泽、罗圣国主编.机械设计课程设计手册.高等教育出版社.19893龚溎义主编.机械设计课程设计指导书（第二版）.高等教育出版社，2011 .84孙桓、陈作模、葛文杰主编.机械原理（第七版）.高等教育出版社，2006.55龚溎义主编.机械设计课程设计图册（第三版）.高等教育出版社，1989.56周玉凤、杜向阳主编.互换性与技术测量.清华大学出版社，2008.1232