蜗轮蜗杆减速器课程设计总结

1、机械设计课程报告课程设计名称：单级蜗杆减速器学生姓名： 学院：工程学院专业及班级：学号：指导教师： 得分: 目录一、 传动装置总体设计 -3 -1、 传动机构整体设计 -3 -2、 电动机的选择 -3 -3、 传动比的确定-5 -4、 计算传动装置的运动参数 -5 -二、 传动零件的设计-7 -1、 选择蜗杆类型 -7 -2、 选择材料-7 -3、 按齿面接触疲劳强度进行设计 -7 -4、 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 -9 -5、 校核齿根弯曲疲劳强度 -9 -6、验算效率 -10 -7、 精度等级公差和表面粗糙度的确定 -10 -8热平衡核算-11-三、轴及轴承装置设计 -11 -1、蜗

2、杆轴的设计及校核 -11 -2、涡轮轴的设计-15 -3、 滚动轴承的选择及蜗轮轴轴承的校核 -17 -4、 联轴器和键联接的选择 -19 -四、 机座箱体结构尺寸及附件 -22 -1、 箱体的结构尺寸 -22 -2、 减速器的附件-24 -五、蜗杆减速器的润滑密封的简要介绍 -25 -1、 蜗杆及滚动轴承的润滑 -25 -2、 密封-26 -亠、传动装置总体设计1、传动机构整体设计参数选择：卷筒直径：D=400mm运输带有效拉力：F=2500N运输带速度：V=1.1m/s工作条件：一班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘使用期限：十年根据要求设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机一联轴

3、器一减速器一联轴 器一带式运输机。根据生产设计要求可知，该蜗杆的圆周速度V < 4 5m/s，所以该蜗杆减速器采用蜗杆下置式，采用此布置结构，由于蜗杆在蜗轮的下边， 啮合处的冷却和润滑均较好。蜗轮及蜗轮轴利用平键作轴向固定。蜗杆及蜗轮轴 均采用圆锥滚子轴承，承受径向载荷和轴向载荷的复合作用， 为防止轴外伸段箱 内润滑油漏失以及外界灰尘，异物侵入箱内，在轴承盖中装有密封元件。该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、 检查孔与定位销等附件、以及其他标准件等。2、电动机的选择(1) 、电动机类型的选择按工作要求和工作条件选择 YB系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全

4、封 闭式自扇冷式结构，电压为380V。(2) 、电动机功率选择I传动装置的总效率：总二2联轴器轴承 蜗杆 滚筒=0.992x 0.983x 0.80X 0.99二0.73U电机所需的功率：P 电机=PW/n a=2.75/0.73=3.77kw(3) 、确定电动机转速计算滚筒工作转速:滚筒60 1000V二 D60 1000 1.2二 63.69r / min6OQ000& 1.1/n /400=52.55v/min按机械设计教材推荐的传动比合理范围，取一级蜗杆减速器传动比范围i减速器=5580,则总传动比合理范围为I总=580。故电动机转速的可选范围为：n电动机=i总n滚筒=(580

5、)x 52.55=525.52101r/min。符合这一范围的同步转 速有 750、1000、1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有四种适用的电动机型号，因此有四种传动比方案：电动机型号万案电动机型号额定功率Rd kw电动机转速r/mi n额疋转矩同步转速满载转速1Y160M1-847507202.02Y132M1-6410009602.03Y112M-44150014402.2综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, 可见第3方案比较适合，则选n=1500r/min。(4) 、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机

6、型号为 Y112M-4。其主要性能：额定功率5.5KW ;满载转速2920r/min ;额定转矩2.2Y112M-4型电动机的主要性能电动机型号额定功率/(kW)满载转速/(r/mi n)启动转矩 额定转矩Y112M-4414402.012Y112M-4型电动机主要外形及安装尺寸型号HABCDEF XGDGKbb1b2hAABBHAL1Y112M-41121901407038608 X 7241224519011526550180154003、传动比的确定总传动比总=n电汇v440/52.55=27.40 n滚筒 63.694、计算传动装置的运动参数(1) 、计算各轴转速蜗杆轴齿轮轴n2=14

7、40/27.4=52.55 r/minn1=1440r/min卷筒轴 n3= n2=52.55r/min(2) 、计算各轴的功率PO=P 电机=3.77 KWPI =POX n 联x n 轴承=3.77X 0.99X0.98=3.66KWPH =PIX n 轴承x n 蜗杆=3.66x 0.98X0.80=2.87KWPm =PHX n 轴承x n 联=2.87X0.99X0.98=2.78KW(3) 、计算各轴扭矩Pd电机输出转矩Td =9550 % =9550X 3.77/1440Nm=25Nm蜗杆输入转矩Tl =Td n 联 n 轴承=25X 0.99X 0.98Nm =24.26Nm蜗

8、轮输入转矩T2 = Ti i耳轴承n蜗杆=24.26 X 27.4 X 0.98 X 0.8Nm=521.14Nm卷筒输入转矩T3= T2 n 轴承 n 联=521.14X 0.99X 0.98 Nm=505.61NmT0=9550P0/n0=9550X 3.77/1440=25 N mT I =9550X 106PII/n I =9550X 106X 4.3362/2920=14.1818Nm T H =9550X 106PIII/n H =9550X 106X 3.09/63.69=463.33 N m T m =9550X 106PIII/n H =9550X 106X 3.03/63.

9、69=454.33N m 类型功率P( kw)转速 n (r/min )电动机轴3.771440蜗杆轴3.661440蜗轮轴2.8752.55传动滚筒轴2. 7852.55转矩T ( N - m)传动比i效率n2524.260.78521.1427.4505.61二、传动零件的设计1、选择蜗杆类型根据GB/T100851988的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45钢;因希望效率高些， 耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜 ZCuSn10P1金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯

10、用 45钢制造。3、按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根 弯曲疲劳强度。传动中心距(1) 确定作用在蜗杆上的转矩2按 1=1 2, 估 取 效 率=0.72,贝U一 "=6 p 秆63.099.55 109.55 10n2.87555=521570N.mm(2) 确定载荷系数K因工作载荷 有轻微冲 击，故取载 荷分布不 均系数' =1;选取使用 系数Ka=1.0K=1XrK=i0xx1.15由于转速不高，冲击不大,可取动载系数 v 1%；则出v tbx 1.15X 1.0=1.15(3) 确定弹性影响系数'!1

11、 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故口 =16? 。(4) 确定接触系数'?di先假设蜗杆分度圆直径dl和传动中心距a的比值a =0.32,查得"?=3.1(5) 确定许用接触应力 匕根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC,可从从教材P254表11 7查得蜗轮的基本许用应力 S=268二口 a 由教材P254应力循环次数-= 60 j n2Lh =60x11)6'1-44l0/365i>236(1：010547546W5912.41；-HN寿命系数则匕HHN107 s_70.64488334754640=

12、0.7589.2 107 ©h ： =0.6448 268 =173. la0.758X 268=203.14计算中心距=152.405mm=152.92取中心距 a=160mm,因i=27.4,取模数 m=5mm,蜗轮分度圆直径d1 =50mmd1这时a =0.32查得接触系数"?=3.1因为心="二因此以上计算结果可用4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸(1)蜗杆轴向尺距入 m=3.l4x 5=15.7m m;直径系数q =10;da1 = 4 + 2ha"m = 63 + 2 x 1 x 6.3 = 75.6mm 齿顶圆直径50+2 X 1 X 5=

13、60mm;d f1 =dj -2(hm + c ) = 47.25mm齿根圆直径;50-2 X (1 X 5+0.25)=39.5mm分度圆导程角 二11 18 36 ;Sa蜗杆轴向齿厚3.14 6.3= 9.8963.14X5/2=7.85mm。蜗轮蜗轮齿数53;变位系数 x 2 二卫0.286m；演算传动比27.4 -26.527.4=3.3%v 5%,是允许的蜗轮分度圆直径d2mz2蜗轮喉圆直径da2二d2 2ha2=275mmd f2 二d22hf2 281.25mm蜗轮齿根圆直径254.5mmrg2 =ada2 =1801 汉 325 22.5蜗轮咽喉母圆半径 mm g 2160-2

14、0.5X275=22.55、校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT2d1d2mYFa2Y :几2.483 3 =48.24当量齿数 cos朋71.31 =0.9192根据X2-+0.5 Zr2=56.21查得齿形系数 浪2型刁仃y51'731 oYb = 1 - R = 1- 11.31 = 0.9592 螺旋角系数140 1-巾40 =0.9192知许用弯曲应力 亠鼻!邛1kfn =0.605X 73=44.165Mpa查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 宀】=73MPa寿命系数KFN倍气醜耘鳥。；77r 1 r ¥知许用弯曲应力66Kfn =0.605X 73

15、=44.165Mpa(tF=1.53 1.15 52114050汉265汉52.2 0.9192 = 28MPa可见弯曲强度是满足的6、验算效率ta n“950%*已知=11.3T ;v = arctan fV; fv与相对滑动速度Vs有关。Vs兀汉 63 江 2920 ccc /60 1000cos9.68m/ s =3.64m/S00 cos5.71f光=53 88n用插值法查得fv=3.8,1.4。代入式中得 =0.84,大于原估计值，因此不用重算。7、精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选

16、择8级精度，侧隙种类为f ,标注为8f,GB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度。8. 热平衡核算S= 0.33 - 備 180 用=0.92 初步估计散热面积：100'100=0.75取ta(周围空气的温度)为20 c o:d =(8.1517.45)w/(m2 c),：取 17w/(m2 c)10 (油的工作温度)戸 ta 1000P(1 ) =20 1000 4366 (“824) GdS1799210°0688c)邂0 1000 366(1一°.84)= 68.9 ” 85 c+SS0.92合格。17 0.75o三、轴及轴承

17、装置设计1、蜗杆轴的设计及校核(1) 、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度4555HRC取 C=110d> 110(P/n)1/3mm=110(3.77/1440)1/3=15.01mm考虑有键槽，将直径增大 5%,贝U: d=15.01X (1+5%)mm=15.76mm选 d=24mm(2) 、选择输出轴的联轴器为实现缓冲吸振，输入轴选择LX2型弹性柱销联轴器。蜗杆轴的名义转矩为24.26Nm,由于蜗杆减速器的载荷较平稳，取工作情况 系数K=1.15。蜗杆轴的计算转矩Tc=kT=k X 9550X P/n=1.15X 9550X 3.77/1440=28.75Nm查表知Y112M-4型

18、电动机轴的直径 D=28mm,轴长E=60mm。结合输入轴的最小轴径，蜗杆轴的转矩及电动机轴的尺寸选择LX2型弹性柱销联轴器。查表得，许用转速n=6300r/min，许用转矩T=560N m,轴孔直径d=28mm，选择轴孔的长度为62mm。（3）轴的结构设计： 轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两 轴承分别以轴肩和轴承盖定位。 确定轴各段直径和长度1段：直径d仁24mm 长度取L仁50m（连联轴器）2 段：h= （0.070.1 ） d 得：h=0.08 d仁0. 08 x 24=2mm直径 d2=d1+2h=24+2< 2=28m

19、m长度取 L2=56 mm3段：初选用30207型单列圆锥滚子轴承，其内径为35mma宽度为15.3mmT宽度为18.25mm取 18mn加上冲压挡油板 8mm故III段长：L3=26mm4 段：h=0.08 *d3=0.08 x 35=2.5mm直径 d4=d3+2h=40+2< 2.5=40mm长度取 L4=70mm5段：直径d5=50mm长度L5=86mm>B由于蜗杆齿顶圆直径 60mm则做成 齿轮轴）6 段：直径 d6=d4=40mm长度 L6=70mm7 段：直径 d7=d3=35mm长度 L7=L3=22mm112346图三初选用33007型单列圆锥滚子轴承，其内径为

20、35mm宽度为20mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=L4+L6+L5+2（t-a）+2* （挡油板5mr）i=251mm=252mm为提高刚度，尽量缩小支承跨距 L= ( 0.9-1.1) da2=(247.5 302.5)mm则 252mm满足要求。 按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知 d1=0.053m d2=265mm=0.265m求转矩：已知 T2=521.14N - m T1=24.26N m求圆周力：FtFt1 = Fa2 =2T1/d 仁2 X 24.26/0.05=970.4NFt2 = Fa1 =2T2/d2=2 X 521.14/0.265N=3933.13

21、N求径向力FrFr= Ft2 tan a =3933.13 X tan200=1431.54N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=126mm绘制轴的受力简图绘制垂直面弯矩图轴承支反力:lL厂dFr Fa2 2L1431.54 126 3933.13252502 =1105.96NFv2 =Fr - Fv1 =1433.54 1105.96 =327.58NF H1L Ft1 970.4十2巧'= 485.2N画弯矩图水平面上A-A剖面处，'P V 1 -"485.2 X 126=61135.2Nmm竖直面上A-A剖面左侧，L - 1105.96 X 126=1393

22、50.96NmmA-A 剖面右侧， 二： ：=319.29 X 126=40230.54Nmm合成弯矩A-A剖面右侧,73184.76NmmMa = I1 mh2 + mv 2 =A-A 剖面左侧，152171.62Nmm对于单向传动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，取折合系数心讹;A-A剖面左侧，因弯矩大，有转矩，需校核，其当量弯矩为IM = J 5T) + Ma/ 二 J(0.6x 24260$ +152171.622 = 152866.21 Nmm对于45钢，查表得萨氐瞅讣5腑，由公式-t.' J 1= 12.23Mp<55MPa30.1 疋(50)_Jm： +(町3)2 _

23、 J152171.622 +(0.6X 24260)2故蜗杆轴的强度满足2、涡轮轴的设计(1) 、选择涡轮轴的材料因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，考虑到经济性选用常用材料45钢，调制处理。(2) 、初算涡轮轴的最小轴径已知涡轮轴的输入功率为2.87kW,转速为52.55r/min，查表知C值在106 118之间，取C=110,所以输入轴的最小轴径为-'1103 2.87 =41.7,由于轴上有2个键槽，故取D2 =43mm，52.55(3) 、选择输出轴的联轴器联轴器的一端与工作机相连接，转速较低，转矩较大。考虑安装时不一定能 保证同心度，采用有LX4联轴器。涡轮轴的名义

24、转矩为521.14Nm,由于蜗杆减速器的载荷较平稳，取工作情况 系数K=1.15。蜗轮轴的计算转矩Tc=kT=kX 9550X P/n=1.15 X 9550X 2.87/52.55=600Nm结合输出轴的最小轴径和涡轮轴的转矩查表选择， 许用转速n=2500r/min， 许用转矩T=2500N m轴孔直径d=45mm选择轴孔的长度为45mnt勺LX4弹性柱 销联轴器。(4) 、轴的结构设计：轴上的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别 以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合

25、或过盈配合， 轴呈阶梯状，左轴承 从左面装入，右轴承从右面装入。确定轴的各段直径和长度1、段：直径d仁45mm从前面所选取联轴器知长度取 丄仁45mm2、段：h=0.07 -0.1d仁0.07 X 45=3mm直径d2=d1+2h=45+2< 3=52mm该直径处安装密封毡圈，查标准直径可选 50mm 取 d2=50mm, L2=50mm3、段：直径d3=55mm,由GB/T297-1994初选用33011型单列圆锥滚子轴 承，其内径为 55mm T 为 27mm B=27mm L3=28mm4、段：h=0.07 -0.1d1 直径 d2=d1+2h=55+5=60mmL4=18mm.5

26、、 段：起定位作用，h=0.08 d4=0.08 X 70=5mr直径 d5=d4+2X 5=70mm, L5=86mm&段：d6=d5+2X5=80mm, L6=18mm7、段：d7=55mm, I7=28mmL1一7爭丄一I(_ a:J3、滚动轴承的选择及蜗轮轴轴承的校核1、滚动轴承的选择（1）蜗杆轴上滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承。由前计算结果知：轴承工作转速 n=1440r/mi n。选滚动轴承为圆锥滚子轴承 30207 GB/T279-1994，其内径为35mm a宽度 为15.3mm T宽度

27、为18.75mm取 18mm加上冲压挡油板8mm基本额定动载荷 Cr=54.2kN，基本额定静载荷Cor=63.5 kN。蜗轮轴上滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定轴承组合方式。轴承类型选为圆锥滚子轴承。由前计算结果知：轴承工作转速 n=55.25r/mi n。选滚动轴承33011GB/T279-1994,型单列圆锥滚子轴承，其内径为 55mm T 为27mm B=27mm La=28mm基本额定动载荷 Cr=34.5kN,基本额定静载荷 Cor=56.5kN。2、蜗轮轴轴承的校核初选两轴承为33011型圆锥滚子轴承查圆锥滚子轴承手册可知其基本额定动载

28、荷G =94.8KN基本额定静载荷Cor =145KN(1 )求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面图(2)和水平面图(3)两个平面力 系。其中图(3)中的R为通过另加转矩而平移到指定轴线；图(1)中的Fa亦通过另 加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析知：Ft2 =3933-1NFr2 =1431-5NFa2 二 970.4 NFv1 =1210.3N Fv2 =220.7N= Fh2 - 1966 .6 NFR12 FH1 2 =1210.32 1966.622309.2NFr2 二.FV2 2FH2 2 二 220.72 - 1966.62 =1978.9

29、N(2) 求两轴承的计算轴向力尸宙和尸日2对于33011型轴承，"寻，其中,e为教材P321表13-5中的判断系数e=0.4,因此估算F d1Fr12309.22Y 2 1.9= 607.7NFr21978.92Y 2 1.9= 520.8NFA1 =Fa2 Fd2 =970.4520.8=1491.2NF A2 = Fd2 =520.8N(3) 求轴承当量动载荷R和P2Fai1491.2eFr12309.2FA2FR2520.81978.9=0.26 ： e对轴承 1X1 =0.4,1=1.9因轴承运转中有轻微冲击,fp".。".2,取fp二1*1P1 = f

30、p (X 1Fr1 +Y1Fa1 )=1 1X (0.40 X 2309.2+1.91491.2)=4132.7N<94.8KNP2 二fpX2FR2 Y2FA2 =1.1 x 1X 520.8=520.8N<94.8KN(4) 验算轴承寿命因为？1 £,所以按轴承1的受力大小验算Lh10660n屮丿10106(94800 话60X440 14132.7 丿二 396948.7hLh'=10 X 8X 360=28800h,Lh>Lh'故所选轴承满足寿命要求。4、联轴器和键联接的选择(1) 联轴器的选择选择输入轴的联轴器及校核 类型选择为实现缓冲吸振

31、，输入轴选择LX2型弹性柱销联轴器。 载荷计算蜗杆轴的名义转矩为24.26Nm,由于蜗杆减速器的载荷较平稳，取工作情况系数K=1.15。蜗杆轴的计算转矩Tc=kT=kX 9550X P/n=1.15 X 9550X 3.77/1440=28.75Nm 型号选择查表知Y112M-4型电动机轴的直径 D=28mn轴长E=60mm结合输入轴的最小轴径，蜗杆轴的转矩及电动机轴的尺寸选择 LX2型弹性柱 销联轴器。 校核许用转距和许用转速查表得，许用转速n=6300r/min ，许用转矩T=560N(m 轴孔直径d=28mm 选择轴孔的长度为62mmT 额=560N m(T p=2T2/dhl=2 X

32、560/ (7X 8X 45) =0.5Mpa< c p(560Mpa)因Tca<T,*n,故联轴器满足要求。选择输出轴的联轴器 类型选择联轴器的一端与工作机相连接，转速较低，转矩较大。采用有弹性柱销联轴 器。 载荷计算涡轮轴的名义转矩为521.14Nm,由于蜗杆减速器的载荷较平稳，取工作情况 系数K=1.15。蜗杆轴的计算转矩Tc=kT=kX 9550X P/n=1.15 X 9550X 2.87/52.55=600Nm 型号选择校及核许用转距和许用转速结合输出轴的最小轴径和涡轮轴的转矩查表选择，许用转速n=2500r/min，许用转矩T=2500N m轴孔直径d=45mm选择轴

33、孔的长度为45mn!勺LX4弹性柱 销联轴器。(2) 、键连接的选择输入轴与联轴器连接采用平键连接轴径 d2=24mm L=50mm T=24.26N m查手册选c型平键，得：b=8 h=7 L=45即：键 A8X 45 GB/T1096-2003输出轴与涡轮连接用平键连接轴径 d3=45mm L2=45mm T=512.14N.m 查手册选用B型平键，得：b=14 h=9 L=40 即：键 A14X 40GB/T1096-2003输出轴与涡轮连接用平键连接轴径 d4=70mm L2=86mm T=521.14N.m选用A型平键，得：b=20 h=12 L=70即：键 A20X 70GB/T1

34、096-2003名称键宽b键高h键长L轴槽深t毂槽深11输入轴87454.43.3输出轴149405.53.8轮处2012707.54.9四、机座箱体结构尺寸及附件1、箱体的结构尺寸（1）、减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。（2）、注意事项装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于 0.211mm低速级侧隙也不应小于0.211mm齿轮的齿侧间隙最小=0.09mm,齿面接触斑点高度45%长度60%角接触球轴承7008C 7014C的轴向游隙均为0.100.15mm用润滑油润滑;箱盖与接触面

35、之间禁止用任何垫片， 允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；减速器装置内装CKC15C工业用油至规定的油面高度范围；减速器外表面涂灰色油漆；按减速器的实验规程进行试验。名称符号尺寸关系计算结果机座壁厚60.04a+3 > 810机盖壁厚玄0.85 S > 810机座凸缘厚度b1.5 S15机盖凸缘厚度bi1.5&15机座底凸缘厚度P2.5 S25地脚螺钉直径d f0.036a+1217.76 取M20地脚螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径di0.75d f16 M16机盖与机座连接螺栓直径d2(0.5 0.6)df12 M12轴承端盖螺钉直径da(0.4 0.5)df10 M10窥视孔盖螺钉直径d4(0.3 0.4 Jdf8 M8Df, di, d2至外壁距离Ci见表26,22,16df，d1,d2至凸边缘距离C2见表24,20,14轴承端盖外径D2轴承座直径+杆：120(5-5.5 ) d3轮：140定位销直径d(0.7 0.8口210蜗轮外圆与内机壁距离舛> 1.2 S15蜗轮轮毂端面与内机壁距离> S10机盖mij、mm1 0.85 518.5机座肋厚m 0.85 §8.5外机壁到轴承端面的