1引言
机械设计基础课程设计是相关工科专业第一次较全面的机械设计练习，是机械设计基础课程的最后一个教学环节。其目的是：
1、培养学生综合运用所学的机械系统课程的知识去解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展。
2、学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。
3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料、手册、标准和规范。
4、机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。
2课程设计的内容和份量
2.1题目拟订
一般选择通用机械的传动装置作为设计的课程，传动装置中包括齿轮减速器、带传动、链传动、蜗杆传动及联轴器等零、部件。
传动装置是一般机械不可缺少的组成部分，其设计内容既包括课程中学过的主要零件，又涉及到机械设计中常遇到的一般问题，能达到课程设计的目的。
（具体题目附在任务书的后面）
2.2内容
总体设计、主要零件的设计计算、减速器装配图和零件工作图的绘制及设计计算说明书的编写等。
2.3份量
减速器装配图一张(AO或A1图纸)，零件工作图二张（齿轮减速器为输入或输出轴、蜗杆减速器为蜗杆轴一张，齿轮或蜗轮一张。）设计计算说明书一份。
3课程设计的步骤和进度
3.1设计准备
认真阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、内容和步骤；通过阅读有关资料、图纸；参观实物和模型，了解设计对象；准备好设计需要的图书、资料和用具；拟定设计计划等。
3.2传动装置的总体设计
确定传动装置的传动方案；计算电动机的功率、转速，选择电动机的型号；计算传动装置的运动和动力参数(确定总传动比；分配各级传动比，计算各轴的转速、功率和转矩等)；
3.3传动零件的设计计算
减速器以外的传动零件设计计算(带传动、链传动)；减速器内部的传动零件设计计算(如齿轮传动等)。
3.4减速器装配草图设计
绘制减速器装配草图，选择联轴器，初定轴径；选择轴承类型并设计轴承组合的结构；定出轴上受力点的位置和轴承支点间的跨距；校核轴及轮毂联接的强度；校核轴承寿命；箱体和附件的结构设计。
3.5工作图设计
零件工作图设计；装配工作图设计。
3.6整理编写设计计算说明书
整理编写设计计算说明书，总结设计的收获和经验教训
4 课程设计题目
设计一用于带式运输机上的蜗轮蜗杆减速器，运输机连续工作，空载启动，载荷变化不大，单向运转使用期限10年，工作环境清洁，每天工作16小时，每年工作300天。运输链允许速度误差5%
原始数据
运输带拉力：F=2100N，运输带速度v=1.25m/s卷筒直径Ｄ=350m
5电机的选择 5.1选择电动机的类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V ，Y 型。 5.2选择电动机的容量 电动机所需工作功率按设计指导书式（1）为 kw
a Pw
Pd η= 由设计指导书公式（2） kw Fv Pw 1000= 因此kw
a Fv
Pd η1000= 估算由电动机至运输带的传动的总效率为 η为联轴器的传动效率根据设计指导书参考表1初选0.99η= η2为蜗杆传动的传动效率0.75 η33为轴承的传动效率出选98.03=η
η4为卷筒的传动效率出选96.04=η η=0.992×0.75×0.983×0.96=0.664 Pd=Fv ／1000η=2100×1.25÷（1000×0.664）=3.953kw 5.3确定电动机的转速 由已知可以计算出卷筒的转速为 N=60×1000v ÷(πD)=60×1000×1.25÷π÷350=68.21r ／min 按设计指导书表1推荐的合理范围，蜗杆传动选择为闭式 （闭式为
η=0.664 Pd=3.953
n=68.21r ／min
减速器的结构形式），且选择采用双头传动，同时可以在此表中查得这样的传动机构的传动比是10—40。
故可推算出电动机的转速的可选范围为：
nd=（10----40）×68.21=682.1----2728.4
综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量，价格以及传动比，选定电动机的型号是Y-132M1-6。
其主要性能如下表
型号额定
功率
满载
转速
满载
电流
最大
转矩
Y132M1-6 4kw 960r／min 380V 2.0N/m
5.4确定总的传动比
由选定的电动机满载转速nm 和工作机的主轴的转速 n，可得传动装置的总的传动比是：
i =nm/n=960/68.21=14.07
i在14—27范围内可以选用双头闭式传动。
6计算传动装置运动和动力参数
6.1计算各轴的转速
n1为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转速。
n2为蜗轮的转速，由于和工作机联在一起，其转速等于工作主轴的转速。选定电动机Y-132M1-6
i=14.07
n 1= 960r/min n
2
=68.21r/min
6.2 计算各轴的输入功率
P为电动机的功率
P=3.953kw
P
1
为蜗杆轴的功率
P
1
=P×0.99=3.913kw
P
2
为蜗轮轴的功率
P
2
=3.913×0.98×0.75=2.876kw
P
3
为卷筒的功率
P
3
=2.876×0.98×0.99×0.96=2.679kw 6.3 计算各轴的转矩
T为电动机轴上的转矩
T=P/n×9550=3.953/960×9550=39.32N/m
T
1
为蜗杆轴上的转矩
T 1=P
1
/n
1
×9550=38.93N/m
T
2
为蜗轮轴上的转矩
T 2=P
2
/n
2
×9550=402.67N/m
7确定蜗轮蜗杆的尺寸
7.1选择蜗杆的传动类型
滑动速度v=0.0253√Pn3=3.74m/s
根据GB\T 10087-88的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）
7.2 选择材料
根据蜗杆传动传递的功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45钢调制处理，因希望效率高些，采用双头蜗杆。P=3.953kw
P
1
=3.913kw
P
2
=2.876kw
P
3
=2.679kw T=39.32N/m
T
1
=38.93N/m
T
2
=402.67N/m
7.3按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根的弯曲疲劳强度。由文献1式（11-12）计算传动中心距 []322???? ??≥σρH E K a Z Z
T ⑴ 2T =414.829N.mm ⑵ 确定载荷系数K 载荷系数A K =1.1。
⑶ 确定弹性影响系数E Z ，选用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，取150=E Z ⑷ 确定接触系数ρZ 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心比1d / a=0.3由文献1图11-18中可查得ρZ =2.8 ⑸ 确定许用接触应力[H σ] 蜗轮材料为铸锡磷青铜，砂模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC ，可以从文献1表11-7中查得蜗轮的许用应力[H σ] =220Mpa ⑹ 计算中心距 N H=10×300×16×60×66.21≈190000000 寿命系数KH=8√10000000/N H=0.69 [H σ]1=0.69×220=151.8N/m
[]322???? ??≥σρH E K a Z Z T =151.7mm
A K =1.1
150=E Z
KH=0.69
1d ≈0.68 a 0.875=0.68×151.70.875≈80 mm i=14.07 查p192表12-2 Z1=2 Z2=2×14.07≈29 则 i=29/2=14.5 m=2α-d1/Z2=7.7 经查表 取模数m=8,10=q ,验证α=m(q+Z2）/2=156mm 1d =mq=80mm 1d /α=0.5 ρZ =2.4<2.8 []322???? ??≥σρH E K a Z Z T =136.9mm 满足设计条件
7.4计算蜗轮和蜗杆的主要参数与几何尺寸 ⑴ 蜗杆 分度圆直径 1d =mq=80mm 轴向齿距 12.258===ππm P a mm 直径系数 10=q 齿顶圆直径 mm h d d a a 9682802111=?+=+=
齿根圆直径 d f1=1d -2m(ha1+ca1)=80-2×8（1+0.25）=60mm 分度圆导程角 γ=11.0399° 蜗杆轴向齿厚 mm m s a 56.122==π ⑵ 蜗轮
Z1=2
Z2≈29 i=14.5
m=8
10=q
1d =80mm Pa=25.12mm 10=q
d a1=96mm
d f1=60mm
γ=11.0399°
蜗轮齿数2Z =29，变位系数2x =-0.5 验算传动比 i=14.5 这时传动比误差为 Δi=(14.5-14.07)/14.07=3.06%＜5% 符合要求 蜗轮分度圆直径 d 2=mZ2=8×29=232mm 蜗轮喉圆直径 da 2=232+2×8（1-0.5）=240mm 蜗轮齿根圆直径 df 2=232-2×8（1+0.25-0.5）= 220mm 蜗轮咽喉母圆半径 rg 2=240+8=248mm 蜗轮齿宽b2=8m ×（m+0.06Z2)=77.92mm 7.5校核齿根弯曲疲劳强度 []F F F Y Y m d d KT a σσβ≤=2212
53.1
选取当量系数 Zr=Z2/COS 3γ=30.76 根据变位系数2x =-0.5，2V z =30.76 从图11-8中查得齿形系数为 2a F Y =2.6
螺旋角系数 βY =9192.014031.1111401=??
-=?- γ 许用弯曲应力 []FN σ=[]FN F K ?'σ ZCuSn10P1铸锡磷青铜制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为[]F σ′=60Mpa 。 寿命系数为 KH=0.69 []FN σ=[]FN F K ?'σ=60×0.69=41.4Mpa []F F F Y Y m
d d KT a σσβ≤=2212
53.1=12Mpa 由此可见弯曲强度是可以满足的。 5.6 验算效率η mm m s a 56.122==π
i=14.5
d 2=232mm
da 2=240mm
d f2=220mm
r g2=248mm
b 2=77.92mm
2V z =30.7 2a F Y =2.6
[]FN σ=41.4Mp a
η=（0.95--0.97)tan γ/tan （γ+p ，） Vs=πDn2/60×1000×COS γ=3.98>3.74m/s 符合要求 查表12-7得 p ，=1.35° η=0.96tan γ/tan （γ+p ，）≈86%
7.7蜗杆传动的热平衡核算 蜗杆传动的效率低，工作时发热量大。在闭式传动中，产生的热不能及时散逸，将因油热不断升高而使润滑油稀释，从而增大摩擦，甚至发生胶合。必须进行热平衡计算，以保证油温稳处于规定的范
围内。 在一定的条件下保持工作温度所需的散热面积为 取αt=15 △t=60-70℃ A>1000P(1-η)/αt △t=0.62-0.53m 3 8减速器轴的设计计算 8.1蜗杆轴的设计 由于蜗杆直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做成蜗杆轴。 8.1.1 蜗杆上的转矩T1=38.93N ·m 8.1.2 求作用在蜗杆及蜗轮上的力 圆周力Ft 1=Fa 2=2T 1//d 1=3576N
轴向力 Fa 2=Ft 1=2T 2/d 2=973.3N 径向力 N F F F t r r 1301.520tan 3576tan 221=?===α 圆周力径向力以及轴向力的作用方向如图所示
η≈86%
A>0.62-0.53m
3
Ft 1=3576N
Fa 2=973.3N
8.1.3 初步确定轴的最小直径 先按文献1中的式15-2初步估算蜗杆的最小直径，选取的材
料为45#钢，调质处理，根据文献1中的表15-3，取C=110， 则 mm n p d 7.619603.913011C 3311
min =?=≥
17.6×1.07=18.8mm 取d=20mm 已知选取电动机为Y132M1——6其输出轴直径38mm ，为了使
所选的轴的直径d 与联轴器的孔相适应，故需同时选取联轴器型号.。 联轴器的计算转矩d ca KaT T =考虑到转矩变化很小，故取Ka =1.5，则有： m N KaT T d ca ?=?==50.609389303.1m 按照计算转矩Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB\T5014-1985，选用TL Z6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250m N ?。联轴器的尺寸为d=38mm,L=82mm 。 8.1.4 蜗杆轴的结构设计 ⑴拟定蜗杆上零件的装配方案 蜗杆是直接和轴做成一体的， ⑵根据轴向和周向定位要求，确定各段直径和长度，第一段d=32mm ，L=82mm ，第二段d=44mmL=50mm ，第三段d=45选用圆锥滚子轴承30209，d=45mmD=85mmB=19mm,L=3+19=22mm,第四段d=45mm ，L=10+30=40mm ×2,第五段d=80查表，蜗杆齿宽B=77.92，L 计算选为120mm 。第六段L=19mm 。
第七段，与减速器连接部分21mm L 蜗杆=394mm
dmin=17.6mm
Tca=50.609N/
m
选用TL Z6型弹性套柱销联轴
8.1.5 轴的校核 （1）垂直面的支承反力（图b ）
Fr=tan20°Fa=1301.5N L=244mm N L d F l F R a r Vb .64.32/-12=??=
N F F R Va r Va 1237.2=-= （2）水平面的支承反力（图c ）
N F
R R t Hb Ha 486.7297303
21
==== （3）绘垂直面的弯矩图（图b ） mm
N d F l R M a va vc ?=?+?=?+?=279.85440973.32242.123721 葪mm N l R M vb vc ?=?=?=8101.812664.32'
（4）绘水平面的弯矩图（图c ） mm N l R M Ha Hc ?=?=?=118754.8244486.71
Rvb=64.3N
Rva=1273.2N
Rha=486.7N
（5）求合成弯矩（图d ） m N M M M HC VC c ?=+=+=304118754.82798542222
mm N M M M HC VC c ?=+=+=119030.84118754.88101.82
222'' （6）该轴所受扭矩为 T=38932N.mm （7）按弯扭合成应力校核轴的强度 根据文献1式（15-5）及以上数据，并取α=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理MPa 60][1=-σ Me=m T M c 305N/)389326.0(304008)(22222
=?+=+α
d>3√Me/0.1][1-σ=17.2mm<80mm 因此安全。
（8）由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面C 处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴疲劳强度不必校核。 8.2蜗轮轴的设计和计算 8.2.1 计算最小轴径 按文献1中的式15-2初步估算蜗杆的最小直径，选取的材料为45#
钢，调质处理，根据文献1中的表15-3，取C=110， 则 mm n p d 38.566.212.876110C 3322min =?=≥
考虑到键槽dmin ×1.3=50.05mm
d 取55mm 8.2.2选联轴器
联轴器的计算转矩Tca=Ka .T3,考虑到转矩变化很小，故取Ka =1.3
T=38932N.mm
Me=197.276N/m
d=15.6mm
因此安全
C=110，
dmin=38.5mm
则有： m N m N T k T A c ?=??==539.278414.83.11 按照计算转矩Tca 应小于联轴器公称转矩的条件，查文献３表8-7，选用LTZ8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710N./m 半联轴器的轴径 d 1取55mm
半联轴器的长度 L 取121mm L2=84mm 所以选轴伸直径为55mm 。 8.2.3 初选圆锥滚子轴承 据轴径初选圆锥滚子轴承30213，查表6-7得 B=23mm,D=120mm,d=65mm ，T=24.25mm, a=23.8 确定轴的结构尺寸如下：第一段d=55mm ，L=112mm ，第二段d=60mm ，L=30mm 。第三段d=65mm ，L=50mm 第四段d=70mm ，L=86mm 。第五段，
d=80mm,L=10 mm,第六段d=65mm ，L=40mm 。 所以轴的长度为L 蜗轮 =328mm 。 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 8.2.4 轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是用过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。蜗轮与轴采用过盈配合H7/r6。 取轴端倒角为2×45°，各轴肩处的圆角半径为R1.6。
确定轴上的载荷如下图
d 取55mm Tc=539.278N/
m
选用LTZ8型弹
性套柱销联轴
器
L2=84mm
8.2.5 按弯扭合成应力效核轴的强度 L=160
（1）垂直面的支承反力（图b ） N L d F l F R a r Vb 309.65216080
1301.5-2/23235672/-/2222=??=??=
N F F R Vb r Va 991.98309.6521301.52=-=-= （2）水平面的支承反力（图c ） N F R R t Hb Ha 486.72973.3
22==== （3）绘垂直面的弯矩图（图b ） mm
N d
F l R M a va vc ?=?+?=?+?=573532.822323576160991.9822
1
Rvb=309.652N
mm N l R M vb vc ?=?=?=49523.2160309.6522'
（4）绘水平面的弯矩图（图c ） mm N l R M Ha Hc ?=?=?=77872160486.71
（5）求合成弯矩（图d ） mm N M M M HC VC c ?=+=+=578794.477872573532222
2 mm N M M M HC VC c ?=+=+=92285.47787249523.22
222''
（6）该轴所受扭矩为 T=414.8N.m （7）按弯扭合成应力校核轴的强度 根据文献1式（15-5）及以上数据，并取α=0.6，轴的计算应力MPa T M c 88.630953)4148006.0(579794.4)(Me 222
32=?+=+=α d>3√Me/0.1][1-σ=21.9mm<70mm 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由文献1表15-1查得MPa 60][1=-σ。因此ca σ<][1-σ，故安全。 （8）由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由轴受力情况知截面C 处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。 9 滚动轴承的选择及其计算 9.1蜗杆轴上轴承的选择和计算 本设计中有两处使用到了轴承，一处是在蜗杆轴，已知此处轴径d=45mm ，所以选内径为45mm 的轴承，选择圆锥滚子轴承，选择型号为30209的轴承，D=85mm,B=19mm,α=18.6第五部分计算出的作用在蜗轮轴
和蜗杆轴上的外力及支反力。 Rva=991.98N
Rha=486.7N
Mvc=49523.2N
T=414.8N.m
Me=630953Mpa
d=21.9mm
故安全
N F F a t 973.321== Fr=Fr2/4=325.4N 由p280表16-11得e=1.5tan α=0.504 Fa/Fr=2.99>e 则X=0.4 Y=1.10
已知 P=(XFr+YFa ） X=0.4 Y=1.10 P=0.4×325.4+1.10×973.3=1201N Fr,=Fr2/2=650.8N 则P2=650.8N 计算轴承寿命 ε
??? ??=P C n L n 60106
已知为滚子轴承ε=10/3 Ln=10200000h>48000h 远远满足要求 9.2蜗轮轴上轴承的选择和计算 蜗轮轴；已知次此处轴径为d=55mm ，所以选内径为55mm 的轴承，选择圆锥滚子轴承；选择型号为30213的轴承，D=120mm,B=23mm,α=23.8，基本额定动载荷C=120kw,极限转速3200r/min. Fae=650.8N Fr=1301N Fd1=0.66Fr1=858.7N Fd2=0.66Fr2=858.7N Fa1=1509.46N Fa2=858.7N Fa1/Fr1=1.16>0.66 则X1=0.4 Y1=0.91 Fa2 /Fr2=0.661>0.66 则X2=0.4 Y2=0.91
已知 P=fe(XFr+YFa ） 轴承有中等冲击载荷，fe=1.5 P1=2841N P2=1952.7N P1>P2 取P2 ε
??? ??=P C n L n 60106 Ln=4800000h>48000h 满足要求 10键联接的选择与验算
选择型号为30209的轴承
N
F F a t 973.321==Fr=325.4N
X=0.4
Y=1.10
Ln=10200000h 满足要求
选择型号为30213的轴承
Fa 1=1509.46N
Fa 2=858.7N
fe=1.5
10.1选择键联接的类型和尺寸 本设计中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（蜗杆）的联轴器处。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处。另一处是蜗轮与蜗轮轴的联接。一般8级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴，故选用圆头普通平键（A ）型。而键3的蜗轮在轴的中间，所以也选择圆头普通平键（A ）型。
10.2 校核键联接的强度 蜗杆上的键，轴径d1=32mm ，L=82mm 且属于静联接由P156的表10-9查得许用挤压应力为[σp]=100-120MPa,取其平均值，[σp]=110MPa 。
键的L=70mm,b=10mmh=8mm ，[]σσp P kl T ≤?
=h 4103
σp==8.78Mpa<[σp] 可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。 蜗轮上键键、轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文查得许用挤压应力为[σp]=100-120MPa,取其平均值，[σp]=110MPa 。键的L=80mm,b=20mm,h=12mm []σσp P kl T ≤?=h 4103
σp ==24.2Mpa<[σp] 可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。 蜗轮上另一处键，L=70mm,b=16mm,h=10mm [σp]=110MPa []σσp P kl T ≤?=h 4103
σp =43.1Mpa<[σp]该键可以正常工作 Ln=4800000h 满足要求
[σp]=110MPa
可以正常工作
[σp]=110MPa
σp
=24.2Mpa<[σp]
该键可以正常
11联轴器的选择及校核
电动机选取，132M1-6,输出轴d=38mm，查P291表17-1,KA取1.5。Tca=KAT 则Tca=1.5×39.32=58.98N/m
选用LTZ6弹性套柱销联轴器。公称转矩T=250N/m>Tca
许用转速n=3300r/min>960r/min
合格
蜗轮轴上联轴器，已知d=55mm，选用LTZ8弹性套柱销联轴器。Tca=1.5×414.8=622.2N/m<710N/m,许用转速n=2400r/min>66.2r/min,合格
12密封和润滑
1.由于本设计蜗杆减速器用的是钢蜗杆配青铜蜗轮，参考文献，选择L-AN32型号全损耗系统用油，对于蜗杆的给油方式，根据蜗杆的相对滑动速度以及载荷类型选择，本设计的蜗杆减速器蜗杆的相对滑动速度为4.m/s内，且采用的是闭式传动，传动载荷中等，选择油浴润滑。关于蜗杆传动的润滑油量，由于采用的是闭式蜗杆传动，搅油损耗不是太大，且采用的是蜗杆下置式的传动，所以浸油深度应为蜗杆的一个齿高。蜗轮的润滑主要凭借蜗杆的带油作用来进行润滑。
2.对于轴承的润滑，蜗杆轴承采用浸油润滑。同时蜗轮轴承润滑采用刮油板刮蜗轮上的油通过箱体上的油槽润滑。另外在安装的时候，也应该对轴承的润滑进行良好处理，应该用润滑油脂进行充分的润滑。
对于轴承的密封设计采用了轴承端盖还在其中加入了密封圈。整个箱体是密封的。
13铸铁减速器箱主要结构尺寸工作。
σp =43.1Mpa<[σp]该键可以正常工作
Tca=58.98N/m 选用LTZ6弹性套柱销联轴器选用LTZ8弹性套柱销联轴器
选择L-AN32型号全损耗系统用油
名称 符号 蜗轮蜗杆减速器 选用
箱座壁厚 δ 0.02a+1≥8 15.5
箱盖壁厚 1δ 0.02a+1≥8 13.5
箱盖凸缘厚度 B 1 1.51δ 20.5
箱座凸缘厚度 b 1.5δ 23.5
箱座底凸缘厚度 B 2 2.5δ 39
地脚螺钉直径 d f 0.036a+12=19.2 M24
地脚螺钉数目 n δ=250时，n=4 4
轴承旁联结螺栓直径 d 1 0.75 d f M18
盖与座联结螺栓直径 d 2 (0.5-0.6) d f M12
联结螺栓d 2间距 τ 150-200 160
轴承端盖螺钉直径 D 3 (0.4-0.5)d f M10
视孔盖螺钉直径 D 4 (0.3-0.4) d f M8
定位销直径 d (0.7-0.8) d f 10
21,,d d d f 至外箱壁距离 1C 34.24.18
2,d d f 至凸缘边缘距离 2C 28.22.16
轴承旁凸台半径 1R 28
凸台高度 h 2C 50
外箱壁至轴承座端面距离 1l 1C +2C +(8-12) 70
铸造过渡尺寸 x,y x=3,
y=15
r=5
蜗轮顶圆与内箱壁距离 1? >1.2δ 20
蜗轮轮毂端面与内壁距离 2? >δ 16