二级齿轮减速器设计说明书.doc

机械设计课程设计
设计说明书

设计题目带式输送机传动装置

设计者
班级
学号
指导老师
时间

目录

一、 设计任务书··························· 2
二、 传动方案拟定························· 2
三、 电动机的选择························· 3
四、 传动装置的运动和动力参数计算············ 4
五、 高速级齿轮传动计算···················· 5
六、 低速级齿轮传动计算···················· 6
七、 齿轮传动参数表······················· 8
八、 轴的结构设计························· 8
九、 轴的校核计算························· 11
十、 滚动轴承的选择与计算·················· 16
十一、 键联接选择及校核····················· 18
十二、 联轴器的选择与校核···················· 18
十三、 减速器附件的选择····················· 19
十四、 润滑与密封··························· 20
十五、 设计小结····························· 21
十六、 参考资料····························· 21

一． 设计任务书
1. 设计题目：
设计带式输送机传动装置
2. 设计要求：
1) 输送带工作拉力 F=5.5kN；
2) 输送带工作速度 V=1.4m/s 允许输送带速度误差为±5%；
3) 滚筒直径 D=450mm；
4) 滚筒效率 η1=0.96（包括滚筒于轴承的效率损失）；
5) 工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳；
6) 工作折旧期 8年；
7) 工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35℃；
8) 动力来源 电力，三相交流，电压380/220V；
9) 检修间隔期 四年一大修，二年一次中修，半年一次小修；
10) 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。
3. 设计内容 ：
1) 传动方案拟定
2) 电动机的选择
3) 传动装置的运动和动力参数计算
4) 齿轮传动设计计算
5) 轴的设计计算
6) 滚动轴承、键和连轴器的选择与校核；
7) 装配图、零件图的绘制
8) 设计计算说明书的编写
4. 设计任务 ：
1) 装配图一张 （A1以上图纸打印）
2) 零件图两张 （一张打印一张手绘）
1) 设计说明书一份
5. 设计进度要求：
12月21日
装配草图第一阶段
D303
全体
12月28日
装配草图第三阶段完成
D303
全体
1月4日
完成装配图
D303
全体
1月5-7日
零件图设计

1月8-10日
设计说明书、准备答辩

1月13-15日
答辩
机动901
参见最后的答辩安排

二． 传动方案拟定
选择展开式二级圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，这样，轴载转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象，用于载荷比较平稳的场合，高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。总体布置简图如下：

三． 电动机的选择
1. 电动机类型和结构的选择
根据输送机的工作环境选择封闭式小型三相异步电动机Y(IP44)系列
2. 电动机功率的选择
运输机功率Pw=F*v=7.7kw
从电动机到输送带的传动总效率为η=η1*η2*η36η42η5=0.784
其中η1、η2、η3、η4、η5分别为滚筒、滚筒联轴器 、轴承、齿轮传动、电动机联轴器的效率，取η1=0.96（已知）、η2=0.97（凸缘联轴器）、η3=0.98（滚子轴承）、η4=0.98（精度为7级）、η5=0.99（弹性联轴器）
电动机功率Pd==9.821kw
3. 电动机转速的选择
滚筒转速为n==59.45r/min
取带传动的传动比i1=2-4，二级圆柱齿轮减速器的传动比为i2=8-20，总传动比为i=16-80
故电动机转速可选范围为nd= i*n=951.2-4756 r/min
4. 选取电动机的型号
综上所述选取电动机型号:Y160M1-2，额定功率为11kW,转速为2930 r/min,质量117kg

四． 传动装置的运动和动力参数计算
1. 计算总传动比
i==49.3
计算各级传动比
按展开式二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比i1=(1.3-1.5)i2,取i1=1.4i2,
i=i1*i2=1.4*i22的i2=5.93，i1=8.31
2. 计算各轴转速
n1=nd=2930 r/min
n2==352.59 r/min
n3==59.46 r/min
3. 计算各轴输入功率
P1=Pd*η5=9.723 kw
P2=P1*η32*η4=9.151 kw
P3=P2*η32*η4=8.613 kw
P4=P3*η32*η2=8.024 kw
4. 计算各轴输出功率
Pd=9.821kw
P1’=P1*η32=9.338kw
P2’=P2*η32=8.789 kw
P3’=P3*η32=8.272 kw
P4’=P4*η1 =7.7 kw
5. 计算输入转矩
T1==31.691Nm
T2==247.857Nm
T3==1383.353Nm
T4==1288.752Nm
6. 计算输出转矩
Td==32.01Nm
T1’=30.436 Nm
T2’=238.053 Nm
T3’=1328.584 Nm
T4’=1236.714 Nm
计算结果见下表：
项目
电动机轴
高速轴1
中间轴2
低速轴3
带轮轴
转速（r/min）
2930
2930
352.59
59.46
59.46
输入功率（kw）

9.723
9.151
8.613
8.024
输出功率（kw）
9.821
9.338
8.789
8.272
7.7
输入转矩（Nm）

31.691
247.857
1383.353
1288.752
输出转矩（Nm）
32.01
30.436
238.053
1328.584
1236.714
传动比i
1
8.31
5.93
1
效率
0.95
0.94
0.94
0.97

五． 高速级齿轮传动计算
1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1) 选用斜齿圆柱齿轮传动；
材料及热处理； 选择小齿轮材料为20CrMnTi渗碳淬火回火，硬度为60HRC，σlim1=1500Mpa, σFE1=850Mpa,大齿轮材料为20Cr渗碳淬火回火，硬度为60HRC，σlim2=1500Mpa, σFE2=850Mpa，取SF=1.25，SH=1，ZE=189.8，ZH=2.5
[σF1]= [σF2]==476Mpa
[σH1]= [σH2]==1500Mpa
2) 精度等级选用7级精度；
3) 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝i1*z1=8.31*20=166.2，取z2＝170，齿数比 u=170/20=8.5；
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β＝15° 。
5) 由于所选轮齿为硬齿面、斜齿，失效形式主要为疲劳折断，所以按弯曲强度设计，并校核接触强度。
2. 按照轮齿弯曲强度设计
取齿宽系数，载荷系数K=1
小齿轮上的转矩T1=31691Nmm，螺旋角β＝15°
齿形系数 Zv1==22.19, Zv2==188.63,
取YFa1=2.85,YFa2=2.18.
取YSa1=1.58,YSa2=1.84.
因>
故应对小齿轮进行弯曲强度计算
法向模数=1.32mm
取 mn=1.5mm
中心距
取a=150mm
确定螺旋角
齿轮分度圆直径，
齿宽
取b2=20mm,b1=25mm
3. 验算齿面接触强度
螺旋角系数=0.9747
接触强度
安全。
4. 齿轮的圆周速度

所选7级精度合宜。

六． 低速级齿轮传动计算
1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1) 选用斜齿圆柱齿轮传动；
材料及热处理； 选择小齿轮材料为20CrMnTi渗碳淬火回火，硬度为60HRC，σlim1=1500Mpa, σFE1=850Mpa；大齿轮材料为20Cr渗碳淬火回火，硬度为60HRC，σlim2=1500Mpa, σFE2=850Mpa，取SF=1.25，SH=1，ZE=189.8，ZH=2.5
[σF1]= [σF2]==476Mpa
[σH1]= [σH2]==1500Mpa
2) 精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝i1*z1=5.93*20=118.6，取z2＝120，齿数比 u=120/20=6；
3) 选取螺旋角。初选螺旋角β＝15° 。
2. 按照轮齿弯曲强度设计
取齿宽系数，载荷系数K=1
小齿轮上的转矩T1=247857Nmm，螺旋角β＝15°
齿形系数 Zv1==22.19, Zv2==133.15
取YFa1=2.85,YFa2=2.25.
取YSa1=1.58,YSa2=1.82.
因>
故应对小齿轮进行弯曲强度计算
法向模数=2.63mm
取 mn=3mm
中心距
取a=220mm
确定螺旋角
齿轮分度圆直径，
齿宽
取b2=40mm,b1=45mm
3. 验算齿面接触强度
螺旋角系数=0.977
接触强度
安全。
4. 齿轮的圆周速度

所选7级精度合宜。
5. 齿轮的结构
由于高速级和低速级的小齿轮分度圆直径较小，故设置为齿轮轴。
大齿轮分度圆直径较大，故设置为复板式锻造齿轮结构。

七． 齿轮传动参数表
名称
符号
单位
高速级
低速级
小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
中心距
a
mm
150
220
传动比
i

8.5
6
模数
m
mm
1.5
3
螺旋角
β
º

压力角
α
º
20
20
齿数
Z

20
170
20
120
分度圆直径
d
mm
31.58
268.41
62.86
377.14
节圆直径
d’
mm
31.58
268.41
62.86
377.14
齿顶圆直径
da
mm
34.58
271.41
68.86
383.14
齿根圆直径
df
mm
27.81
264.66
55.36
369.64
齿宽
b
mm
25
20
45
40
旋向

左旋
右旋
右旋
左旋
材料

20CrMnTi
20Cr
20CrMnTi
20Cr
热处理状态

渗碳淬火回火
渗碳淬火回火
渗碳淬火回火
渗碳淬火回火
齿面硬度

HRC
60
60
60
60

八． 轴的结构设计
1. 初选轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。
取C=110，[г]=30~40
1轴 16.41mm，考虑到联轴器、键槽的影响，取d1=18
2轴 32.57mm，取d2=40
3轴 57.77，取d3=60
2. 初选轴承
1轴选轴承为30204
2轴选轴承为30208
3轴选轴承为30212
各轴承参数见下表：
轴承代号
基本尺寸/mm
安装尺寸/mm
基本额定/kN
a/mm
d
D
B
da
Da
动载荷Cr
静载荷Cor
30204
20
47
14
26
40
28.2
30.5
11.2
30208
40
80
18
47
69
63
74
16.9
30212
60
110
22
69
96
102
130
22.3
3. 确定轴上零件的位置和固定方式
1轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，左齿轮用轴肩固定，右齿轮用套筒固定，使用圆锥滚子轴承承载，一轴端连接电动机，采用弹性联轴器。
2轴：低速级采用齿轮轴，高速级用锻造齿轮，锻造齿轮左端用轴肩固定，右端用套筒固定，使用圆锥滚子轴承承载。
3轴：采用锻造齿轮，齿轮左端用套筒固定，右端用轴肩固定，为减轻轴的重量采用中轴颈，使用圆锥滚子轴承承载，右端连接运输带，采用凸缘联轴器连接。
4. 确定各轴段长度和直径
1) 根据箱座壁厚δ=0.025a+3=8.5>8(a为低速级中心距，a=220)，地脚螺栓直径df=0.036a+12=20,轴承盖螺钉直径d3=0.4df=8,可以取箱体轴承座孔的长度B=6d3=48.轴承盖厚度e=1.2 d3=9.6,伸出轴承盖外部分长度lB=0.25 d3=2,为方便拆卸螺钉取lB=8。
2) 齿轮、联轴器的轮毂宽度与孔径有关，可通过查零件尺寸标准得到，轴承距箱体距离为3。
3) 齿轮端面距离为12.5，齿轮端面与箱体内壁距离为19，齿轮顶圆与箱体内壁距离为15，均符合要求。
4) 轴承盖直径D0=D+5 d3(D为轴承座孔直径即轴承外径)。
5) 齿轮、齿轮轴、轴承段的直径根据配合选取。
6) 各轴段直径需大于等最小直径，轴肩是为了固定轴上零件的高度应稍大些。套筒厚度，轴肩直径应小于轴承内圈厚度。
7) 选定轴的结构细节，取需配合紧密的轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。轴的左右端倒角均为1*45。
8) 其他直径和长度可由画图确定。
5. 各轴段长度和直径数据见下图

1轴

2轴

3轴

九． 轴的校核计算
1. 1轴强度校核
1) 求解径向力、圆周力、轴向力
圆周力
径向力
轴向力
轴长L1=75.6mm，L2=90.5mm，L3=41.5mm
分度圆直径d=31.58mm
2) 求垂直面的支撑反力
F1v==393N
F2v==308N
3) 求水平面的支撑反力
631N
4) 计算垂直面弯矩
M1v=F1v*L3=16Nm
M2v=F2v*L2=28Nm
5) 计算水平面弯矩
M1H=F1H*L3=57Nm
M2H=F2H*L2=57Nm
6) 合成弯矩
M1=
M2=
7) 求轴传递的转矩
T=
8) 绘制弯矩扭矩图，确定危险截面

从图中可以看出齿轮中心面是最危险截面，认为扭矩不变，其折合系数α=0.3，其当量弯矩为
Me==65Nm
9) 计算危险截面直径
高速轴的材料为为45号钢，热处理为正火回火，σB=600,查得[σ-1b]=55MPa
d
结构设计满足此要求，所取直径以结构设计为准。
2. 2轴强度校核
1) 求解左侧径向力、圆周力、轴向力
圆周力
径向力
轴向力
分度圆直径d=62.86mm
求解右侧径向力、圆周力、轴向力
圆周力
径向力
轴向力
分度圆直径d’=268.41mm
轴长L1=40mm，L2=42.5mm，L3=32.75mm
两者都是右旋，一个是主动轮，一个是从动轮，所以轴向力方向相反。
2) 求垂直面的支撑反力
F1v==3274N
F2v==1094N
3) 求水平面的支撑反力
4781N
4) 计算垂直面弯矩
左段M1v=F1v*L1=131Nm
右段M2v=F2v*L3=36Nm
中间段右端Mv=F1v*(L1+L2)+Fr*L2-Fa*d/2=281Nm
中间段左端Mv=F2v*(L2+L3)+Fr’*L2- Fa’*d’/2=112Nm
5) 计算水平面弯矩
左段M1H=F1H*L1=38Nm
右段M2H=F2H*L2=157Nm
中间段右端MH=F1H*(L1+L2)+Ft*L2=157Nm
中间段左端MH=F2H*(L2+L3)-Ft’*L2=38Nm
6) 合成弯矩
左段M1=
右段M2=
中间段右端M=
中间段左端M=
7) 求轴传递的转矩
T1=
T2=
8) 绘制弯矩扭矩图，确定危险截面

从图中可以看出右齿轮中心面是最危险截面，认为扭矩不变，其折合系数α=0.3，其当量弯矩为
Me==443Nm
9) 计算危险截面直径
高速轴的材料为为45号钢，热处理为正火回火，σB=600,查得[σ-1b]=55MPa
d
结构设计满足此要求，所取直径以结构设计为准。
3. 3轴强度校核
1) 求解径向力、圆周力、轴向力
圆周力
径向力
轴向力
轴长L1=52，L2=88，L3=106.6，分度圆直径d=377.14
2) 求垂直面的支撑反力
F1v==-289N
F2v==2725N
3) 求水平面的支撑反力
2725N
4) 计算作用在轴上的外力F0
假设包角为180º，带与轮面间的摩擦系数f=0.3，运输带拉力F=5.5kN，由于离心力较小，这里忽略之。
F0==6262N
5) 计算F0在支点产生的反力
F1F==4768N
F2F=F0+ F1F=11030N
6) 计算垂直面弯矩
M1v=F1v*L1=-15Nm
M2v=F2v*L2=242Nm
7) 计算水平面弯矩
M1H=F1H*L1=240Nm
M2H=F2H*L2=240Nm
8) F0力产生的弯矩
M1F=F1F*L1=248Nm
M2F=F0*L3=668Nm
9) 合成弯矩
考虑最不利的情况，将F0力产生的弯矩直0接加到水平垂直合成的弯矩上
M1=
M2=
10) 求轴传递的转矩
T=
11) 绘制弯矩扭矩图，确定危险截面

从图中可以看出齿轮中心面是最危险截面，认为扭切应力是脉动循环变应力，其折合系数α=0.6，其当量弯矩为
Me==1018Nm
12) 计算危险截面直径
中间轴的材料为为45号钢，热处理为正火回火，σB=600,查得[σ-1b]=55MPa
d
结构设计满足此要求，所取直径以结构设计为准。

十． 滚动轴承的选择与计算
1. 轴承的安装方案
轴1和轴2的轴承均采用正装，其原因在于正装轴承适合于传动零件位于两支承之间，轴承反装适合于传动零件处于外伸端，而且支承跨距不大。轴承类型选为圆锥滚子轴承，轴承的型号和参数就取之前初选的轴承
2. 轴承的校核
1) 1轴轴承校核
轴承为30204,Fr1= ,Fr2= ,Fa=730N,转速n=2930r/min,预期寿命Lh=5000h,e=0.35,Y=1.7,基本额定动载荷Cr=28.2 kN
计算轴向力
Fs1=Fr1/2Y=421N
Fs2=Fr2/2Y=206N
因为Fs2 +Fa=936> Fs1
Fa1=936N
Fa2=206N
因为Fa1 /Fr1=0.65>0.35, Fa2 /Fr2=0.29<0.35
P1=0.4 Fr1+YFa1=2164N
P2=Fr2=702N
以P1为计算依据，因受载荷平稳，取fp=1.1，工作温度正常，取ft=1，所以
故所选轴承适用
2) 2轴轴承校核
轴承为30208,Fr1=3408N ,Fr2= 4905N ,Fa=1756N,转速n=352.59r/min,预期寿命Lh=5000h,e=0.35,Y=1.7,基本额定动载荷Cr=28.2 kN
计算轴向力
Fs1=Fr1/2Y=1002N
Fs2=Fr2/2Y=1443N
因为Fs2 +Fa=3199> Fs1
Fa1=3199N
Fa2=1443N
因为Fa1 /Fr1=0.92>0.35, Fa2 /Fr2=0.29<0.35
P1=0.4 Fr1+YFa1=6802N
P2=Fr2=4905N
以P1为计算依据，因受载荷平稳，取fp=1.1，工作温度正常，取ft=1，所以
故所选轴承适用
3) 2轴轴承校核
轴承为30212,Fr1=4620N ,Fr2= 3854N,Fa=2670N,转速n=59.46r/min,预期寿命Lh=5000h,e=0.35,Y=1.7,基本额定动载荷Cr=28.2 kN
计算轴向力
Fs1=Fr1/2Y=1359N
Fs2=Fr2/2Y=1134N
因为Fs2 +Fa=4029> Fs1
Fa1=4029N
Fa2=1134N
因为Fa1 /Fr1=0.87>0.35, Fa2 /Fr2=0.29<0.35
P1=0.4 Fr1+YFa1=8697N
P2=Fr2=3854N
以P1为计算依据，因受载荷平稳，取fp=1.1，工作温度正常，取ft=1，所以
故所选轴承适用

十一． 键联接选择及校核
1. 键类型的选择
1) 1轴
左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为18mm，轴段长40mm，所以选择单圆头普通平键(C型)
键6*6,b=6mm,h=6mm,L=32mm
2) 2轴
轴段长为18mm，轴径为46mm，所以选择平头普通平键（B型）
键6*6，b=6mm,h=6mm,L=14mm
3) 3轴
轴段长为46mm，轴径为63mm，所以选择圆头普通平键（A型）
键14*9，b=14mm,h=9mm,L=36mm
右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为55mm，轴段长110mm，所以选择单圆头普通平键(C型)
键16*10,b=16mm,h=10mm,L=80mm
2. 键联接的强度校核
1轴
T=32.01Nm，σp==46MPa
2轴
T=238.053Nm，σp==120MPa
3轴
T=1328.584Nm，σp==105MPa
均在许用范围内。

十二． 联轴器的选择与校核
1. 高速轴联轴器
发动机轴选择LX型弹性柱销联轴器，公称转矩Tn=250Nm，许用转速n=8500 r/min，轴孔直径d=18mm, 轴孔长度(Y型)L =42 mm. 工作系数KA=1.5
计算转距
所选联轴器满足要求
2. 低速轴联轴器
输送机轴选择GY7,GYS7,GYH7型凸缘联轴器，公称转矩Tn=1600Nm，许用转速n=6000 r/min，轴孔直径d=55mm, 轴孔长度(Y型)L =112 mm. 工作系数KA=1.5
计算转距
所选联轴器满足要求

十三． 减速器附件的选择
1. 箱体设计
名称
符号
参数
设计原则
箱体壁厚
δ
8.5
0.025a+3 >8
箱盖壁厚
δ1
8.5
0.02a+3 >8
凸缘厚度
箱座
b
12.75
1.5δ
箱盖
b1
12.75
1.5δ1
底座
b2
21.25
2.5δ
箱座肋厚
m
7
0.85δ
箱盖肋厚
m1
7
0.85δ1
地脚螺钉
型号
df
M20
0.036a+12
数目
n
4
轴承旁联接螺栓直径
d1
M14
0.75 df
箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸
d2
M10
（0.5-0.6）df
连接螺栓的间距
l
160
150~200
轴承盖螺钉直径
d3
8
（0.4-0.5）df
观察孔盖螺钉
d4
6
（0.3-0.4）df
定位销直径
d
6
（0.7-0.8）d2
d1,d2至外箱壁距离
C1
22
C1>=C1min
d2至凸缘边缘距离
C2
16
C2>=C2min
df至外箱壁距离
C3
26

df至凸缘边缘距离
C4
24

凸台高度
h
60
凸台半径
R1
16
箱体外壁至轴承盖座端面的距离
l1
53
C1+ C2+(5~10)
轴承端盖外径
D2
87 120 150

轴承旁连接螺栓距离
S
87 120 150

注释：a取低速级中心距，a＝220mm
2. 附件
为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。
名称
规格或参数
作用
窥视孔
视孔盖
120×80
为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235
通气器
通气螺塞
M12×1.25
减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235
轴承盖
凸缘式轴承盖
六角螺栓（M8）
固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200
定位销
M9×35
为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢
油面指示器
油标尺M12
检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用2型
油塞
M14×1.5
换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235
起盖螺钉
M8×30
为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。
起吊装置
吊耳
经过估算减速器重量约为1.05-2.1kN，为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径16。

十四． 润滑与密封
1. 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，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为50+10～20㎜。取为60㎜。
2) 滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3) 润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
2. 密封
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
轴与轴承盖之间用接触式毡圈密封，型号根据轴段直径选取。

十五． 设计小结
经过十几天的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，计算出现了很多小问题，令我非常苦恼.后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解.
    尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、autocad软件有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也希望学院能多一些这种课程。

十六． 参考资料
1. 《机械设计基础》高等教育出版社 杨可桢 程光蕴 李仲生 主编
2. 《机械设计课程设计指导书》高等教育出版社 宋宝玉 主编 吴宗泽 主审
3. 《机械设计课程设计》 华中科技大学出版社 金清肃 主编 范顺成 主审
4. 《机械设计手册软件版V1.3》数字化手册编委会
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