二级减速器带式输送机传动装置设计.doc

目 录设计任务书3第一部分 传动方案简述.4第二部分 V带设计8第三部分 高速级齿轮传动设计11第四部分 低速级齿轮传动设计17第五部分 输入轴的设计23第六部分 中间轴的设计24第七部分 输出轴的设计25第八部分 中间轴的校核.27第九部分 轴承寿命计算.30第十部分 减速器的润滑与密封.32第十一部分 减速器箱体及其附件33第十二部分 附：资料索引35课程设计任务书课程名称：机械设计设计题目：带式输送机的传动装置设计 1 。传动系统示意图方案2：电机带传动两级展开式圆柱齿轮(斜齿或直齿）减速器工作机1电动机；2带传动；3圆柱齿轮减速器；4联轴器；5输送带；6滚筒2 原始数据设计带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器，原始数据如表所示：1234567皮带的有效拉力F N3714.3450030004000300032004200输送带工作速度v m/s 0.30.851.201.001.401.301.00输送带滚筒直径d mm3153554004003553003753 设计条件 1.工作条件：机械厂装配车间；两班制，每班工作四小时；空载起动、连续、单向运转，载荷平稳； 2.使用期限及检修间隔：工作期限为8年，每年工作250日；检修期定为三年；3.生产批量及生产条件：生产数千台，有铸造设备；4.设备要求：固定；5.生产厂：减速机厂。4 工作量 1.减速器装配图零号图1张； 2.零件图2张（箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图）；3.设计说明书一份约60008000字。一传动方案简述2.1 传动方案说明2.1.1 将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。2.1.2 选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。2.1.3将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2 电动机的选择2.2.1电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。2.2.2 已知条件皮带有效拉力F=3714.3N输送带工作速度V=0.3m/s输送带滚筒直径d=350mm2.2.2 选择电动机容量(1)工作机的有效功率Pw kw(2) 由电动机至工作机的总效率 h 带传动V带的效率=0.940.97 取= 0.96一对滚动轴承的效率=0.980.995 取= 0.98联轴器的效率 =0.990.995 取= 0.99一对齿轮传动的效率=0.960.98 取= 0.97卷筒的传动效率=0.940.97 取= 0.96 (3) 电动机所需的输出功率 KW2.2.3 电动机转速展开式二级圆柱齿轮减速器传动比：=840工作机卷筒轴转速：r/min i =2-3 电动机转速可选范围： 2.2.4 确定电动机的型号一般同步转速取1000r/min或1500 r/min的电动机。（1）电动机的主要参数电动机型号额定功率kw同步转速r/min最大转矩额定转矩满载转速r/min启动转矩额定转矩Y132M2-65.51000 2.0960 2.0（2）电动机的安装尺寸表 （单位：mm） 电机型号Y132M 型号尺 寸HABCDEF×GDGAABBHAL13221617889388010×83360238185152.3 总传动比的确定及各级传动比的分配2.3.1 理论总传动比 2.3.2 各级传动比的分配(1) V带传动的理论传动比 可选范围24初取=2(2)两级齿轮传动的传动比 (3)齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般可在中取。取 ，又 3.7，=2.62.4 各轴转速，转矩与输入功率2.4.1 各轴理论转速 (1)小带轮转速 r/min(2) 大带轮转速 r/mim(3) I轴 r/min(4) 轴 r/min(5) 轴 r/min2.4.2 各轴的输入功率(1)电动机 kw(2)轴 kw(3)轴 kw(4)轴 kw (5)卷筒轴= kw2.4.3 各轴的理论转矩(1)电动机 (2)轴 N·mm(3)轴N·mm(4)轴 = N·mm2.4.4各轴运动和动力参数汇总表轴号理论转速（r/min）功率（kw）输入转矩(N·mm)传动比电动轴9604.440189.62第I轴4803.88771643.7第II轴129.733.69271402.82.6第III轴49.903.50670788.2二、V带设计2.1 原始数据电动机功率 kw电动机转速 r/minV带理论传动比22.2 设计计算（1） 确定计算功率Pca =KA·Pd根据双班制工作，每班4小时，空载启动，连续，单向运转，载荷稳定，工作期限8年。<由1P156表8-7> 查得工作系数KA=1.0Pca =KA×Pd=1.0×4.04= 4.04 kw（2）选取普通V带带型根据Pca，n1确定选用普通V带A型。 （由1P157图8-11）（3）确定带轮基准直径 dd1和dd2a. 初选小带轮基准直径=75mmb验算带速 m/s 5m/s<V<25m/s带的速度合适。 c. 计算dd2dd2 mm<根据1P157表8-8> 取dd2 =200 mm（4）确定普V带的基准长度和传动中心距根据0.7（dd1+dd2）< a 0< 2（dd1+dd2）210mm< a 0<600mm初步确定中心距 a 0 = 400mm带长Ld = =1272mm<根据1P147表8-2> 取Ld = 1400 mm计算实际中心距（5）验算主轮上的包角<由1P148式(8-6)>= 主动轮上的包角合适（6）计算V带的根数Z<由1P158式(8-22)> 得P0 基本额定功率 <由1P152表8-4a> 得P0=0.9576 P0额定功率的增量 <由1P153表8-4b> P0=0.1116包角修正系数 <由1P155表8-5> 得=0.964长度系数 <由1 P146表8-2> 得=0.96= =4.08 取Z=5根 （7）计算预紧力 F0<由1P158式(8-27)> 得qV带单位长度质量 <由P1471 表8-3> q=0.10 kg/m=130.51N 应使带的实际出拉力 （8）计算压轴力FP<由式1 P158(8-24)> 得=1297.53 N2.3带传动主要参数汇总表带型基准长度Ldmm根数Z小带轮直径dd1mm大带轮直径dd2mm中心距ammA140051002004642.4 带轮材料及结构（1）带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200( 2 ) 大 带轮的结构形式为孔板式三、 高速级齿轮传动设计一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质 HBS1=220接触疲劳强度极限MPa （由1P209图10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1P209图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=190接触疲劳强度极限 MPa （由1 P209图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20b）4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z2 = Z1= 24×3.7=88.8取895初选螺旋角二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由1P218式10-21） 1 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 N·mm齿宽系数 （由1P205表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P201表10-6）区域系数 （由1 P217图10-30）， （由1P215 图10-26） 应力循环次数接触疲劳寿命系数 （由1P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数 取 MPa2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=57.2mm（2）计算圆周速度 1.44m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mm b/h=11（4）计算纵向重合度（5） 计算载荷系数 1使用系数 <由1P193表10-2> 根据电动机驱动得2动载系数 <由1P210表10-8> 根据v=1.44m/s、 7级精度3按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 <由1P196表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=0.8、 mm，得 =1.2904按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数<由1P198图10-13> 根据b/h=11、 5齿向载荷分配系数、<由1P195表10-3> 假设，根据7级精度，软齿面传动，得=1.0×1.1×1.2×1.290=1.7028（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 <由1P204式(10-10a)> 三 按齿根弯曲强度设计 <由1P201式(10-5)>1 确定计算参数（1）计算载荷系数（2）螺旋角影响系数 <由1P217图10-28> 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN<由1P206图10-18> 得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 <由1P205式(10-12)>得（5）计算当量齿数ZV，（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS<由1P201表10-5> 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较 比较 <所以大齿轮的数值大，故取0.0188。2 计算=1.61mm四 分析对比计算结果对比计算结果，取=2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1=59.01mm来计算应有的 取29 取107需满足、互质五 几何尺寸计算1 计算中心距阿a 将a圆整为140mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角3 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2 59.7mm>59.01mm220.3mm4 计算齿轮宽度b =59.7mm 圆整后 65mm 60 mm四、 低速级齿轮传动设计一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质 HBS3=220接触疲劳强度极限MPa （由1P209图10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火 HBS4=190接触疲劳强度极限 MPa （由1 P209 图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1 P209图10-20b）4初选小齿轮齿数大齿轮齿数Z4= Z3= 28×2.6=72.8取735初选螺旋角二 按齿面接触强度设计 计算公式: mm （由P2181式10-21） 1. 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 N·mm齿宽系数 （由1P156表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P201表10-6）区域系数 （由1P217 图10-30）， （由1 P215图10-26） 应力循环次数接触疲劳寿命系数 （由1P207图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数 取 MPa2. 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=94.16mm（2）计算圆周速度0.64m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mmb/h=75.328/7.34=10.26（4）计算纵向重合度 （5） 计算载荷系数 1.使用系数 <由1P193表10-2> 根据电动机驱动得2.动载系数 <由1P210表10-8> 根据v=0. 77m/s 7级精度3. 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 <由1P196表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=0.8 mm，得 =1.2974. 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数<由1P198图10-13> 根据b/h=10.25 5. 齿向载荷分配系数、<由1P195表10-3> 假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =1×1.1×1.4×1.297=1.997（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 <由1P204式(10-10a)> 101.38mm三 按齿根弯曲强度设计 <由1P201式(10-5)>1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 <由1P217图10-28> 根据纵向重合系数，得0.88（3）弯曲疲劳系数KFN<由1P206图10-18> 得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 <由1P205式(10-12)>得（5）计算当量齿数ZV， ，（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS<由1P201表10-5> 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较 比较 <所以大齿轮的数值大，故取0.018。2 计算=2.499m四 分析对比计算结果对比计算结果，取=3已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d3=101.38mm来计算应有的 取33 取86五 几何尺寸计算1 计算中心距阿将a圆整为184mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角3 计算大小齿轮的分度圆直径d3、d4 102.05mm265.95mm4 计算齿轮宽度=81.64mm 圆整后 82mm 87mm3.4 齿轮参数汇总表高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)精度等级计算齿宽b2(mm)Z12459.7760Z289220.365传动比i中心距a模数mn螺旋角3.7140213.461°低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)精度等级计算齿宽b4(mm)Z333102.05787Z4105265.9582传动比i中心距a模数mn螺旋角2.6184314.632°五、输入轴的设计1、确定轴的材料输入轴材料选定为45钢，锻件，调质。2、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率 输入轴的转速 输入轴的转矩 圆周力：径向力：轴向力：3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据2中表153，取 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度已知轴最小直径为，由于是高速轴，显然最小直径处将装大带轮，故应取标准系列值，为了与外连接件以轴肩定位，故取B段直径为。初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承70206C型，其尺寸为，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的 一端制出一轴肩，故：，齿轮左端采用轴肩进行轴向定位V带宽度B=78mm，轴承宽度16mm，小齿轮宽度65mmA段长度应比V带宽度小一些，取,F段长度应比小齿轮短些，取（为使套筒端面可靠地压紧齿轮）E与F之间的轴肩宽度为5mm，轴环宽度取。轴承端盖宽度e+m=18.9mm。则圆整取故。.轴上零件的周向定位 采用平键链接，普通圆头，查表6-1，得：键宽b键高h=87（A段）108（F段） 键长L=70mm（A段）56（F段）六、中间轴的设计1、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据2中表153，取 2、轴的结构设计3、确定轴的各段直径和长度（1）最小直径处装轴承则（2）初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用角接触球轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承70207C型，其尺寸为，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的 一端制出一轴肩，故：，轴环 （3）确定长度 （4）轴上零件的周向定位 采用平键链接，普通圆头，查表6-1，得：键宽b键高h=108 键长L=90mm（B段）63mm（D段）七、输出轴的设计 1、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据2中表153，取 2、轴的结构设计3、确定轴的各段直径和长度（1）初选联轴器最小直径处装联轴器.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的型号。联轴器的计算转矩查表14-1，考虑到转矩变化很小故取，则：按照计算应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T5014-2003,选用型号为LX3的Y型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的孔径,故取半联轴器长度。 （2）初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用角接触球轴承。由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承70211C型，其尺寸为，为防止箱内润滑油飞溅到轴承内使润滑脂稀释或变质，在轴承向着箱体内壁一侧安装挡油板，根据需要应分别在两个挡油板的 一端制出一轴肩，故：，轴环 （3）确定长度 圆整后取 （由草图得）（4）轴上零件的周向定位 采用平键链接，普通圆头，查表6-1，得：键宽b键高h=1610（B段）149（G段） 键长L=70mm（B段）100mm（G段）八、中间轴校核1、作用在小齿轮上的力 圆周力 径向力轴向力2、作用在小齿轮上的力 圆周力径向力轴向力3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： 4.轴向外部轴向力合力为：5.计算轴承支反力： 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，忽略。6.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧，竖直方向 水平方向a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为故a-a剖面右侧为危险截面。7.计算应力 初定齿轮2的轴径为=38mm，轴毂长度为10mm，连接键选择=10×8，t=5mm,=25mm。齿轮3轴径为=40mm，连接键选择=12×8，t=5mm,=32mm，毂槽深度=3.3mm。由，故齿轮3可与轴分离。又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故：抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 8.计算安全系数对调质处理的45#钢，抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数绝对尺寸系数：键槽应力集中系数：（插值法）安全系数许用安全系数S=1.51.8，显然S>S，故危险截面是安全的九. 轴承寿命计算1、 减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。项目轴承型号外形尺寸（mm）安装尺寸（mm）dDBD1minD2maxramax高速轴70206C30621636561中间轴70207C35721742651低速轴70211C551002164911.52、低速轴轴承寿命计算2.1 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260天)。预期寿命=2×4×260×8=16640 h2.2 寿命验算1 ) 轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷Fa 2) 当量动载荷P1和P2低速轴轴承选用70211C，由1p321表（13-6）得到已知，（常温）/ =0.010,由插值法得到e=0.15/Fr1=617.52/2303.374=0.26>e,X=0.56,Y=2.5=fp(XFr1+Y)=1.2(0.56x2303.374+2.5x617.52)=3400.42N/C0r=0.048由插值法得到e=0.248/Fr2=3035.1/4151.75=0.73>e, X=0.56,Y=1.794=fp(XFr2+Y)=1.2(0.56x4151.75+1.794x3035.1)=9323.94N取Pmax=9392.94N3）验算轴承寿命因为>，所以按轴承2的受力大小验算h>L >，所以所选轴承可满足寿命要求。十. 减速器的润滑与密封1、齿轮传动的润滑各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。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、 润滑油牌号闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s。选用N220工业齿轮油。3、轴承的润滑与密封由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。由于减速器工作场合的需要，选用抗水性较好，耐热性较差的钙基润滑脂。轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。4、减速器的密封减速器外伸轴的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘。十一. 减速器箱体及其附件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。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。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、箱体主要结构尺寸表（单位：mm）名称数值(mm)箱座壁厚=8箱盖壁厚1=10箱体凸缘厚度b=12b1=15b2=20加强肋厚m=6.8m1=6.8地脚螺钉直径18.6地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径M16箱盖、箱座联接螺栓直径M12轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用M8n=6中间轴选用M8n=6低速轴选用M12n=6轴承盖（轴承座端面）外径高速轴108中间轴130低速轴140观察孔盖螺钉直径M8df、d2、d3至箱外壁距离dfC1=26d122d218df、d2、d3至凸缘边缘的距离dfC2=24d120d216轴承旁凸台高度和半径h由结构确定，R= C1外壁至轴承端面的距离l1=483、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。选用通气器尺寸M27×1.52 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。 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。 选用油标尺尺寸M164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。选用油塞尺寸 M16×1.55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。 GB117-86 A10×406 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M10×1.57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附： 资料索引1. 【机械设计】 濮良贵, 纪名刚主编 高等教育出版社2006年第8版2. 【机械设计课程设计】 王连明，宋宝玉主编 哈尔滨工业大学出版社2010年第4版3. 【机械设计课程设计图册】 陈霞，姚顺培，杜雪松编 国家工科机械基础课程教育基地