机械设计课程设计 加热炉推料机设计说明书

机械设计课程设计说明书 设计题目：《加热炉推料机传动装置》 姓    名： 指导教师： 班    级： 学    号： 目录 第1章  设计任务书…………………………………………………………… 2 第2章  电动机的选择………………………………………………………… 3 第3章  传动比的分配………………………………………………………… 4 第4章  蜗轮、蜗杆传动的设计计算………………………………………… 6 第5章  齿轮传动的设计计算………………………………………………… 9 第6章  轴的设计计算………………………………………………………… 12 第7章  联轴器的选择………………………………………………………  18 第8章  滚动轴承的选择与校核……………………………………………  18 第9章  键的选择与校核……………………………………………………  20 第10章  箱体的设计…………………………………………………………  21 第11章  润滑和密封的设计…………………………………………………  23 第12章  参考文献……………………………………………………………  24 第1章 设计任务书 1.1 设计带式输送机的传动装置     1.1设计加热炉推料机传动装置 原始数据： 大齿轮传递的功率:Pw=1.2kw 大齿轮轴的转速:=30r/min 每日工作时间：T=8h 工作年限：a=10（每年300个工作日） （注：连续单向运转，工作时有轻微振动，输送机大齿轮转速允许误差为±5%。） 第2章  电动机的选择 2.1 电动机的选择 2.1.1选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。 2.1.2选择电动机的容量 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 电动机的容量由额定功率 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。 2.1.2.1电动机到工作机输送带间的总效率为 η∑= η1η2η33η4 η1、η2、η3、η4分别为联轴器、蜗杆蜗轮、轴承、齿轮的传动效率。   查表得η1=0.99 ，η2=0.8 ，η3=0.98，η4=0.98。           所以η∑=0.99×0.8×0.983×0.98=0.731 2.1.2.2电动机所需工作功率为 2.1.2.3确定电动机的转速 取齿轮传动一级减速器传动比的范围i1’=3～5，取蜗杆涡轮的传动比i2’=5～80。 则总的传动比 i∑’= i1’～i2’=15～400。 根据电动机的类型，容量，转速,要使=，由课程设计指导书表17-7选定电动机型号为Y100L1-4型号的电动机；其主要性能如下： 电动机型号 额定功率/kw 满载转速/(r/min) 起动转矩/额定转矩 最大转矩/额定转矩 Y100L1-4 2.2 1430 2.2 2.3 第3章 传动比的分配 3.1计算传动装置的仲传动比并分配传动比 3.1.1总传动比为 =/=1430/30=47.7 3.1.2分配传动比 为电动机是用联轴器与蜗杆相连接的，之前选用了2头蜗杆的传动效率，而2头蜗杆与蜗轮的荐用传动比在14～30之间，圆柱齿轮的传动比在1～5之间；在协调分配传动比，初选蜗杆蜗轮的传动比为=20；则圆柱齿轮的传动比为。 3.2计算传动装置各轴的运动和参数 3.2.1各轴的转速 Ⅰ轴： Ⅱ轴： Ⅲ轴： 3.2.2各轴的输入功率 3.2.3各轴的输入转矩为 电动机输出转矩为：       Ⅰ轴： Ⅱ轴： Ⅲ轴： 将上述计算结果汇总于下表，以备查用： 轴名 功率P/kw 转矩T/(N•mm) 转速n/(r/min) 传动比i 2.2 1.47×104 1430 1 Ⅰ轴 2.178 1.455×104 1430 20 Ⅱ轴 1.708 2.28×105 71.5 2.385 Ⅲ轴 1.64 5.22×105 30   第4章 蜗杆蜗轮的设计计算 4.1 选择蜗杆的类型 根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。 4.2 选择材料 考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用45刚；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45～55HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（HT100）制造。 4.3 按齿面接触强度设计 根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。则传动中心距为           4.3.1 确定作用在蜗轮上的转矩 按=2，估值效率为0.8，则     4.3.2确定载荷系数 因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数=1.3，由表11-5选取使用系数=1.15，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数=1.05，则 K==1.3×1.15×1.05=1.57 4.3.3 确定弹性影响系数和 因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和45刚蜗杆相配，故；先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值为=0.35，从图11-18中查得=2.9。 4.3.4 确定许用接触应力[]H 根据蜗轮材料为锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC，可从表11-7查得蜗轮的基本许用应力 =268MPa。 应力循环次数 寿命系数  ，则 ==0.747268=200MPa 4.3.5 计算中心距 a= 取中心距a=125mm，因为=20，故从表11-2中选取模数m=5mm，蜗杆分度圆直径d1=50mm，这时d1/a=0.4，与假设相近，从图11-18中可查得=2.75<，因此以上计算结果可用。 4.4蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 4.4.1蜗杆 轴向齿距Pa=15.7；直径系数q=10.00；齿顶圆直径=60mm；齿根圆直径=38mm；分度圆直径=50mm；分度圆导程角=arctan=arctan=11.31°；蜗杆轴向齿厚=7.85mm，蜗杆法向齿厚。 4.4.2 蜗轮 蜗轮齿数：=41；变位系数=-0.500 验算传动比：==20.5，这时传动误差为是允许的 蜗轮分度圆直径： 蜗轮喉圆直径：=+=205+22.5=210mm 蜗轮齿根圆直径：=+=205-27=188mm 蜗轮咽喉母圆半径：=a-=125-210=20mm 4.5 校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数= 根据=-0.5，=43.48，从图11-19中可查得齿形系数2.87 螺旋系数= 许用弯曲应力 = 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56MPa 寿命系数  ==560.5975=33.46MPa 所以== <,弯曲强度校核满足要求。 4.6 验算效率η 已知=11.31°，=，与相对滑移速度有关   从表11-18中用插值法查得=0.0246，=1.242代入上式得 大于原估计值0.8，因此不用重算。 第5章 齿轮传动的设计计算 5.1选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数 按第一章的传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 图，选用直齿圆柱齿轮；推料机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10098-88）；由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；选择小齿轮的齿数为20，大齿轮则为1.8820=37.6，取大齿轮齿数为38. 5.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 5.2.1确定公式内的各计算数值 试选载荷系数=1.3，计算小齿轮传递的转矩   ，由表10-7选取齿宽系数=1，由表10-6查得材料的弹性影响系数，由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550 MPa；由式10-13计算应力循环次数。   小齿轮的应力循环次数为：N1= ，   大齿轮的应力循环次数为：N2= 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90, =1.0；计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%， 安全系数S=1，由式（10-12）得     5.2.2 计算 （1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值                   88.2mm  （2）计算圆周速度ν，                     0.330                                                                                  （3）计算齿宽b，                     （4）计算齿宽与齿高之比b/h，     模数            齿高      h=2.25=2.254.41=9.9mm，          b/h=88.2/9.9=8.90； （5）计算载荷系数，根据v=0.330m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.13；     直齿轮，； 由表10-2查得使用系数； 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，。 由b/h==8.89，，查图10-13得，故载荷系数为           ; （6）按实际的载荷系数校正所的分度圆直径，由式10-10a得               102.1mm （7）计算模数m。                 m=5.10 5.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m 5.2.3.1 确定公式内的各计算数值 （1）由图10-20c查得小齿轮的玩去疲劳强度极限,大齿轮的弯曲强度极限； （2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数, （3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳系数S=1.4，由式（10-12）得                                 （4）计算载荷系数K           K==1.251.1311.35=1.91 （5）查取齿形系数     由表10-5查得,                      （6）查取应力校正系数     由表10-5查得， （7）计算大、小齿轮的并加以比较                                               大齿轮的数值大。 5.2.3.2 设计计算         m =3.24 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，可取弯曲疲劳强度算得的模数5.10，并就近圆整为标准值m=5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径102.1mm，算出小齿轮的齿数                                          ， 大齿轮的齿数                    ，取=48。 5.3 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径      小齿轮的分度圆直径：                            大齿轮的分度圆直径：  （2）计算中心距大齿轮的分度圆直径               170mm   (3)计算齿轮宽度                              mm，             取. 第6章 轴的设计 6.1 蜗杆轴 6.1.1 求蜗杆轴上的功率、转速和转矩 由第3章可知，，。 6.1.1.1求作用在蜗轮上的力 因已知蜗杆的分度圆直径为50mm，则 切向力 轴向力 径向力 6.1.1.2 初步确定轴的最小直径 先初步校核估算轴的最小直径，取A。=112 该轴是用联轴器与电动机相连的，所以轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取=1.3，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX2（J1型）弹性柱销联轴器，其公称转矩为560Nmm，半联轴器的孔径d=32，孔长度L=60mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82。 6.1.2 轴的结构设计 6.1.2.1初选轴承 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承轴承；参照工作要求并根据=40mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承。型号为30208，其尺寸为d×D×T=40mm×80mm×19.75mm。 6.1.2.2各轴段直径的确定 初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段第一段为最小端,故该段直径为32mm；第二段的直径为3mm；第为了设计的需要，考虑安装密封装置，设计第四段的直径为40mm；五段安装轴承，故该段直径为44mm，第六段轴承的轴向定位，查表选直径为50mm，取第七段直径为32mm；八段为蜗杆，直径是蜗杆的顶圆直径为60mm，九段直径和七段一样为32mm；十段直径和六段一样；十一段是安装轴承，所以选直径为44mm；十二、十三直径分别取值为40mm,38mm。 6.1.2.3各轴段长度的确定   第一段安装联轴器，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，故第一段的长度可取58mm；第二段长度取51mm；第三段取长度等于15mm；第四段装端盖，长为20 mm；轴段五安装轴承所以长度为30mm；第六段为定位轴段装长度为8mm；第七段的长度为20，第八段蜗杆长度为76 mm；第九段长度与第七段的长度相同；第十段为定位轴，所以取长度为10mm；第十一、三段分别取长度为33mm、30mm、20mm。 6.1.2.4 轴上零件的周向定位 为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴劲选用k6，联轴器与轴采用A型普通平键联接，键的型号为10*8  GB1096-2003。 6.1.2.5轴上倒角与圆角 为保证7208C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为2*45。 6.1.3 求轴上的载荷 在确定轴承支点位置时，查得30208圆锥滚子轴承的a=16.9mm，因此，做出简支梁的轴的跨距为192mm，计算得出轴的弯矩和扭矩分别如下： 载荷            水平面H                    垂直面V 支反力F      ===292    =697.465N =115.695N 弯矩M        =28032Nmm        =66956.64Nmm =11106.64Nmm 总弯矩        =72587.77Nmm    =30152.12Nmm 扭矩          =14550Nmm 按弯扭合成应力校核轴的强度，因为轴单向转动，扭转切应力为脉冲循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为 ===21.67MPa 前面已选定轴的材料为45刚，调质处理，由表15-1查得=60MPa，因此，＜，所以安全。 6.2 装蜗轮的轴（第二根）的设计 6.2.1 求作用在蜗轮和齿轮上的力 已知蜗轮的分度圆直径为==5×41=205mm，所以得==，，; ,。 6.2.2 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45刚，调质处理。根据15-3式，取A。=112，于是得。 6.2.3 轴的结构设计 6.2.3.1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径 初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段I-II为最小端,与小齿轮相连，故该段直径为42mm。II-III段装端盖，采用毡油封，故该段直径为44mm。III-IV段装轴承，所以直径为50mm。为了设计的需要,IV-V段轴向定位，安装套筒，所以直径为52mm。V-VI段安装涡轮，直径为56mm。，考虑轴的轴向定位，为涡轮的轴向定位提供轴肩，设计VI-VII段的直径为65mm。VII-VIII段用以装轴承，直径和I-II一样为50mm。 6.2.3.2各轴段长度的确定     I-II段连接小齿轮，长度为65mm。II-III装轴承端盖长度为60mm, III-IV段为安装轴承，长度为20mm。IV-V装套筒，长为25mm。轴段V-VI是安装涡轮段，长度为65mm。轴段Ⅵ-Ⅶ为涡轮提供轴肩定位，长度为25mm。Ⅶ-Ⅷ段为安装轴承段，长度为20mm 6.2.2.3 轴上零件的周向定位 为了保证良好的对中性，涡轮，齿轮与轴选用A型普通平键联接，键的型号分别为16*10,12*8  GB1096-1979,键槽用键槽铣刀加工，长分别为56mm和90mm。同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，所以选择蜗轮与轮毂的配合为；小齿轮与轴的配合精度为。与轴承内圈配合轴劲选用k6。 6.2.2.4轴上倒角与圆角 为保证7210C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径分别由具体而定。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为2*45。 第7章 联轴器的选择 蜗杆轴最小直径     取直径为32 mm 查机械手册，根据轴径和计算转矩选用弹性柱销联轴器： 联轴器转矩计算          查表课本14-1， K=1.3，则 启动载荷为名义载荷的1.25倍，则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选择联轴器型号为选用LX2（J1型）弹性柱销联轴器，其允许最大扭矩[T]=560,许用最高转速  n=6300，半联轴器的孔径d=32，孔长度l=60mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82。 第8章 角接触球轴承的选择与校核 1. 减速器轴承选取 高速轴靠近联轴器端选用  7208C  高速轴远离联轴器端选用  30208 中间轴选用  30210 减速器各轴所用轴承代号及尺寸 型号 外形尺寸（mm） 安装尺寸（mm） 内径d 外径D 宽度B Da min Db max ra max 高速轴 30208 40 80 18 73 75 1.5 中间轴 30210 50 90 20 83 86 1.5 高速轴 7208C 40 80 18 73 75 1 2. 高速级轴承寿命验算： 1） 预期寿命 要求使用寿命L=10年×300天×8小时=24000小时 2） 寿命计算 高速轴使用30208型圆锥滚子轴承   ，，，=63.0KN，=74.0KN   轴颈，转速   径向载荷，轴向载荷 确定e的值： 查表16-12得e=0.8 　 查表13-5得X=0.44，Y=1.295   由式16-4得     即轴承在受径向载荷和轴向载荷时的寿命相当于只承受纯径向载荷时的寿命   根据式16-3，有   求得的值远小于预期寿命，所以这个减速器的低速轴正常使用，工作3.8年要换一次轴承。 第9章  键的选择与校核     在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定，校核公式为： 9.1输入轴上键的选择及校核 联轴器要求与蜗杆连接。根据轴径d=32mm。初选A型平键。b =10mm,h=8mm,L=50mm。即：键 10×8 GB/T1096。 L=L-b=50-8=42mm. K=0.5h=0.5×7=3.5mm 查课本表6-2，得轻微冲击载荷时，键联接的许用挤压应力[σ]p=100～120MPa。 MP＜[]所以键的挤压强度足够。 9.2中间轴上键的选择及校核 输出轴上开有2个键槽，与涡轮、齿轮联接。 9.2.1与蜗轮连接的键，选择A型，根据轴径d=56mm。查手册得 b×h=16×10,即键宽为16，键高为10，取标准长度为L=56mm，所以l=L-b=56-16=40mm。k=0.5h=0.5×10=5mm。 所以键的挤压强度足够。 9.2.2与小齿轮连接的键，选择A型，根据轴径d=42mm。查手册得 b×h=12×8,即键宽为12，键高为8，取标准长度为L=56mm，所以l=L-b=56-12=44mm。k=0.5h=0.5×8=4mm。 < 所以键的挤压强度足够。   第10章  箱体的设计 10.1箱体的基本结构设计 箱体是一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对工作性能、加工 工艺 钢结构制作工艺流程车尿素生产工艺流程自动玻璃钢生产工艺2工艺纪律检查制度q345焊接工艺规程 、材料消耗，重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分民尺寸一般按经验公式在装配草图的设计和绘制过程中确定。 10.2箱体的材料及制造方法：选用铸铁，砂型铸造。 10.3箱体各部分的尺寸 箱体参数表1： 名  称 称 号 一级齿轮减速器 计算结果 机座壁厚 δ 0.04a+3mm≥8mm 15 机盖壁厚 δ1 0.85δ 12 机座凸缘厚度 b 1.5δ 22.5 机盖凸缘厚度 b1 1.5δ1 18 机座底凸缘厚度 b2 2.5δ 37.5 地脚螺钉直径 df 0.036a+12mm 16 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁连接螺栓直径 d1 0.75 df 12 机座与机盖连接螺栓直径 d2 (0.5~0.6) df 10 连接螺栓d2的间距 l 150~200mm 轴承端螺钉直径 d3 (0.4~0.5) df 8 窥视孔盖螺钉直径 d4 (0.3~0.4) df 5 定位销直径 d (0.7~0.8) d2 6 df、d1 、d2至外机壁距离 c1 见表2 22,16,13 df 、d2至缘边距离 c2 见表2 20,11 轴承旁凸台半径 R1 c2 20 凸台高度 h 根据低速轴承座外径确定 42 外机壁到轴承端面距离 l1 c1+ c2+(5~8)mm 48 内机壁到轴承端面距离 l2 δ+ c1+ c2+(5~8)mm 56 蜗轮齿顶圆与内机壁距离 △1 ≥1.2δ 18 蜗轮端面与内机壁的距离 △2 ≥δ 15 机座肋厚 m m≈0.85δ 12.75 轴承端盖外径 D2 轴承座孔直径+(5~5.5) d3 125 轴承端盖凸缘厚度 e (1~1.2) d3 10 轴承旁连接螺栓距离 s 尽量靠近，以Md1和Md3不发生干涉为准 表2：连接螺栓扳手空间c1 、c2值和沉头座直径 螺栓直径 M8 M10 M12 M16 M20 M24 M30 c1min 13 16 18 22 26 34 40                         11 14 16 20 24 28 34 沉头座直径 28 22 26 33 40 48 61 第11章  润滑和密封的设计 11.1润滑 蜗轮采用浸油润滑,轴承采用脂润滑。 蜗轮圆周速度v<5m/s所以采用浸油润滑；轴承Dpw·n=1.455×104 ≤(2~3) ×105 所以采用脂润滑。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H1 对于蜗杆下置一般为（0.75 ~1）个齿高，但油面不应高于蜗杆轴承下方滚动体中心。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取浸油深度H1为10mm。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、被污染的程度。查手册选择L-CKB 150号工业齿轮润滑油。 11.2 密封 减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承内侧、箱体接受能力合面和轴承盖、窥视孔和放油的接合面等处。 11.2.1轴伸出处的密封 作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单、价格便宜、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。 11.2.2 轴承内侧的密封 该密封处选用挡油环密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果。 11.2.3 箱盖与箱座接合面的密封的接合面上涂上密封胶。 11.3 附件的设计 11.3.1 窥视孔盖和窥视孔 为了检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合的位置并且有足够大的窥视孔，箱体上窥视孔处应凸出一块，以便加工出与孔盖的接触面。 11.3.2 排油孔、放油油塞、通气器、油标 为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座底部设有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放，平时排油孔用油塞及封油垫封住。本设计中采用螺塞M14×1.5 。   为了检查减速器内的油面高度，应在箱体便于观察、油面较稳定的部位设置油标。 11.3.3 吊耳和吊钩 为了拆卸及搬运减速器，应在箱盖上铸出吊耳环，并在箱座上铸出吊钩，吊钩和吊耳的尺寸可以根据具体情况加以修改. 第12章  参考文献 [参考文献] [1]  吴宗泽 机械设计 北京：高等教育出版社，2001． [2]  宋宝玉、吴宗泽主审 机械设计课程设计指导书，北京：高等教育出版社，2006． [3]  孙恒、陈作模主编 机械原理 第七版 北京：高等教育出版社，2006． [4]  裘文言、张祖继、瞿元赏主编 机械制图， 高等教育出版社，2005． [5]  刘鸿文主编 简明材料力学 高等教育出版社，2006． [6]  吴宗泽、罗国圣主编 机械设计课程设计手册 北京：高等教育出版社，2006． [7]  濮良贵、纪名刚 机械设计 7版 北京：高等教育出版社，2001. [8]  李育锡  机械设计课程设计 西北工业大学： 2008 6 第一版.