机械毕业设计1635圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书.doc
机械毕业设计1635圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书
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机械毕业设计1635圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书,机械毕业设计论文
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圆柱体相贯线焊接专机工作台设计计算说明书 一 圆柱齿轮设计 1.1 电动机选择 1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机 ，设定皮带拉力 F=1000N，速度 V=2.0m/s 2、电动机功率选择： （ 1）传动装置的总功率： 总 =涡轮 4 轴承 齿轮 联轴器 锥齿轮 =0.960.9840.970.990.96 =0.85 (2)电机所需的工作功率： P 工作 =FV/1000总 =10002/10000.85 =2.4KW 1.2 确定电动机转速 计算 工作台 工作转速： n 工作台 =1.5r/min 按手册 P7 表 1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速传动比范围 Ia=36。 考虑到电机转速太小，将会造成设计成本加高，因而添加 V 带传动， 取 V 带传动比I1=24，则总传动比范围为 Ia=624。故电动机转速的可选范围为 nd=Ian 工作台 =（ 624） 1.5=936r/min，加上 V 带减速，取减速比为 5，那么 nd=45180r/min 符合这 一范 围的同 步转 速有 60、 100 、和150r/min。 由于工作台 n 工作台 =1.5r/min，圆锥齿轮传动比 1:1，蜗轮蜗杆传动比 10，齿轮传 动比 2， V 带传动比 5，F=1000N V=2.0m/s n 工作台 =1.5r/min 总 =0.85 P 工作 =2.4KW 电机 转速 150r/min nts因而 选择电机 转速 150r/min。 1.3 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，选定电动机型号为 Y132S-6。 其主要性能：额定功率： 3KW，额定转速 150r/min，额定转矩 2.0。质量 10kg。 1.4 计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比： i 总 =n 电动 /n 工作台 =150/1.5=100 2、分配各级 传 动比 1） 取齿轮 i 齿轮 =2（单级减速器 i=26 合理） ； 2） 圆锥齿轮传动比 1:1， 3）蜗轮蜗杆传动比 10， 4） V 带传动比 5， 1.5 运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（ r/min） nI=n 电机 /5=150/5=30r/min nII=nI/i 齿轮 =30/2=15(r/min) nIII=nII/i 涡轮 =15/10=1.5(r/min) n 工作 = nIII=1.5(r/min) 2、 计算各轴的功率（ KW） PI=P 工作 =2.4KW PII=PI带 =2.40.96=2.304KW PIII=PII轴承 齿轮 =2.3040.980.96 =2.168KW PIV=PIII轴承 涡 轮 =2.1680.980.96 =2.039 KW 3、 计算各轴扭矩（ Nmm） TI=9.55106PI/nI=9.551062.4/150 电动机型号 Y132S-6 nts=152800Nmm TII=9.55106PII/nII =9.551062.304/30 =733440Nmm TIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.168/15 =138029Nmm TIV=9.55106PIV/nIV=9.551062.039/1.5 =12985799Nmm 1.6 齿轮传动的设计计算 （ 1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 240260HBS。大齿轮选用45 钢，调质，齿面硬度 220HBS；根据课本 P139 表 6-12选 7 级精度。齿面精糙度 Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度 设计 由 d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 确定有关参数如下：传动比 i 齿 =2 取小齿轮齿数 Z1=10。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=210=20 实际传动比 I0=20/2=10 传动比误差： i-i0/I=2-2/2=0%48720h 预期寿命足够 x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=750.3N P2=750.3N 2.3 传动零件的设计计算 2.3.1 蜗杆蜗轮设计计算 1选择蜗轮蜗杆的传动类型 2选择材料 根据 GB/T10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆 ZI。 考虑到蜗杆 的传动功率不大，速度只是中等，故选择 45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为 4555HRC，蜗轮用铸锡磷青钢 ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用渐开线蜗杆 ZI 45 钢 ZCuSn10P1 青铜 nts 3按齿面接触强度进行设计 青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100制造。 传动中心矩计算公式如下： 3 22 )( HZZKTa E (1) 确定作用在蜗轮上的转矩2T=892.9N m (2) 确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数 1K,KA=1.11,由于转速不高，冲击不太大，可选 取动荷系数 05.1VK,则 K=KAKVK=1.11 1 1.05=1.17 (3) 确定弹性影响系数 EZ 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 EZ =160 21MP (4) 确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆 d1和传动中心矩 a的比值 3.01 ad，从图 11-18可查得Z=3.1 (5) 确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为 ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，可从表11-7 中查得无蜗轮的基本许用应力MPaH 268 应力循环次数 N=60hLjn2HT100 2T=892.9N m K=1.17 EZ =160 21MP Z=3.1 nts 4按齿面接触强度进行设计 =60 137.261440（ 2 8 300 15）=2.359 810 寿命系数 H = HKHN HNK=3 8710359.210=0.674 H =0.674 268MPa=180.528MPa （ 6）计算中心矩 3 23 )5 2 8.1 8 0 1.31 6 0(109.8 9 217.1 a=199.05mm 取中心矩 a=200mm 因 i=10 取 m=5mm 蜗杆分度圆直径 d1=55mm 这时 275.0200551 ad， Z=3.1 查手册得，因为 ZZ，因此以上计算结果可用。 （ 1） 蜗杆 分度圆直径 d1=55mm 模数 m=5 直径系数 q=10，齿顶圆mmqmda 60)210(*5)2(1 齿根圆 df1=m(q-2.4)=38mm 分度圆导程角 361811 or ，蜗杆轴向齿厚 Sa= m21=9.891mm （ 2） 蜗轮 蜗轮齿数 2Z = 1Z 10=50 变位系数为 25.02 X N=2.359 810 HNK=0.674 H =180.528MPa a=199.05mm Z =3.1 合格 d1=55mm nts 5蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸 验算传动比 i= 1055012 ZZ蜗轮分度圆直径 2d=5 50=250mm 蜗轮喉圆直径222 2 hadda =（ 250+2 4.725） =259.45mm 蜗轮齿根直径222 2 hfddf =（ 259.45-2 1 5） =249.45mm 蜗轮咽喉母圆直径22 21 darg =（ 200-21 249.45） =75.275mm 53.1212 FYYmdd KTF Fa 当量齿数 28.57co s 322 rZZV根据 2x =-0.25 2VZ=57.28 2FY =2.5 螺旋角系数Y= 9 1 9 2.01 4 036.1111 4 01 ooor 许用弯曲应力NKFFF 从表 11-8中查得： 由 ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用应力 F =56MPa 寿命系数NKF= 545.010359.210986 F =56 0.545=30.52MPa F = 9 1 9 2.05.23.62.3 4 063 109.8 9 217.153.13 2Z=54 2d =340.2mm 2da =349.65mm 2df =337mm 2rg =25.2mm 2VZ=57.28 nts 6校核齿根弯曲疲劳强度 =27.2MPa F =30.52=MPa 所以弯曲强度是满足要求的。 )t an ( t an)96.095.0( vr r 已知 r=11 18 36 11.31 v=vfarctan, vf与相对滑动速度sV有关 sV=r cos100060 11 nd=31.c o s 1 1100060144063 =7.27 m/s 从表 11-18中用插值法查得： vf=0.021 v=1.0755 代入式中 )tan( vr =0.220 rtan =0.1998 则 =0.86 大于原估 计值，因此不用重算。 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于用机械减速器。从GB/T10089-1988 圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择 38 级精度，侧隙种类为 f,标注为 8f GB/T10089-1988。 蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造铁心采用 H7/S6配合，并加台肩和螺钉固定（螺钉选用 6 个）。 5.22 aYF Y=0.9192 F =56MPa NKF=0.579 F =27.2MPa 合格 sV=7.27 m/s 2.4.1 蜗轮轴（即小锥齿轮轴）的设计 1轴的材料的选择，确定许用应力 考虑到减速器为普通中 用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。 选用 45 号钢， b=600MPa nts 2按扭转强度，初步估计轴的最小直径 3轴的结构设计 选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 A0=100，于是得： d mmnpA 17.4560.5478.3110 3033 轴的最小直径为 d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号 计算转矩caT=3TKA,查表 14-1，选取AK =1.3，则有 caT=KT=1.3 9.550 610 3.78/54.60 =859500Nmm 最小直径 d1=48mm 根据 d2=50mm，初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30212，其尺寸为： d D T=50mm 110mm 23.75mm 故选 d3=60mm L6=23.75mm 查 GB/T294-94得： 圆锥滚子轴承 da=69（ 30212）即轴肩为 h=25569mm=4.5mm 取 3 所以d5=69+3=72mm 又：轴环的亮度 b=1.4h，即 b 1.4 6=8.4 b 取 12mm，即 L5=12mm （ 4）蜗轮的轴段直径 蜗轮轴段的直径的右端为定位轴肩。 故 d4=d5-2h，求出 d4=64mm 与传动零件相配合的轴段，略小于传动零件的轮毂宽。 蜗轮轮毂的 宽度为： b-11=55MPa mmd 17.45m in AK=1.3 caT=859500Nmm d1=48mm d2=50mm L1=82mm d3=60mm L6=23.75mm nts B2=(1.2 1.5)d4=（ 1.2 1.5） 64 =76.8 96，取 b=80mm，即 L4=80mm (5)轴承端盖的总宽度为 20mm。取端盖的外端面与半联轴器右端端面的距离为l=35mm。故 L2=20+35=55mm (6)取蜗轮与箱体内壁距离为 a=16mm，滚动轴承应距箱体内壁一段距离 s（ 5 8）。取s=8mm，已知滚动轴承宽度为 T=23.75mm，蜗轮轮毂长为 L=80mm，则： L3=T+s+a+(80-78)=49.75mm d5=72mm 轴环 L5=12mm d4=64mm L4=80mm L2=55mm L3=49.75mm 至此已初步确定了轴端各段直径和长度， 轴的总长为： L 总 =82+55+49.75+80+12+36=315mm 4轴的强度校核 （ 1） 轴向零件的同向定位 蜗轮，半联轴器与轴的同向定位均采 用平键链接。按 d4由表 6-1 查得平键截面 b h=20mm 12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮毂与轴端配合为67hH；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键 14mm 9mm 70mm，半联轴器与轴的配合为67kH，滚动轴承与轴的同向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺 寸公差为 m6。 （ 2） 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考 15-2，取的倒角 2 45，各轴 肩处的圆角半径为（见附图）。 （ 3.1）确定各向应力和反力 蜗轮分度圆直径 d=340.2 mm 转矩 T=892.9 N m nts蜗轮的切向力为： Ft=2T/d=2 892.9 103/340.2=5249.9 N 蜗轮的径向力为： Fr=Ft cos/tan =5249.9 tan20 /cos11 18 35 =1853.5 N 蜗轮的轴向力为： Fa=Ft tan =5249.9 tan11 18 35 =1050 N T=892.9N m Ft=5249.9 N Fr =4853.5 N Fa=1050N 反力及弯矩、扭矩见 10.3 反力及弯局矩、扭矩图所示： （ 3.2）垂直平面上： 支撑反力： 132 5.1853592/d1 FaF NV=132 1 8 5 3 . 55922.3401050 =2182 N 其中 132 为两轴承中心的跨度， 59 为蜗轮 中心到右边轴承中心的距离。 3282 1 8 25.1 8 5 312 NVNV FFrF N 水平平面： 2 3 47132 599.5 2 49132 591 FtF HN 9.2 9 0 22 3 4 79.5 2 4 912 HH FFtF N （ 3） 确定弯距 HM =59 2HF =59 2902.9=171271 N mm 垂直弯矩： 1NVF=2182 N 2NvF= 328 N 1HF =2347 N 2HF =2902.9N HM =171271 nts 5轴的强度校核 1 5 9 2 8 6732 1 8 21 MVN mm 193192/M12 dFaMVVN mm 合成弯矩： 222121 1 5 9 2 8 61 7 1 2 7 1 MVMM H = 233893N mm 222222 )19319(1 7 1 2 7 1 MVMM H=172357 N mm 扭矩 T=892.9 N mm （ 4） 按弯矩合成应力校核该轴端强度 进行校核 时，通常只校核轴上承受 最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面）的强度。轴单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力。取 =0.6 轴端计算应力： 32322321601.0)109.8926.0(2 3 3 89 3)(WTMca =27MPa -1=60MPa 故是安全的。 N mm 1M=233893 N mm 2M =172357 N mm ca=27MPa 合格 三 圆锥齿轮设计 圆锥齿轮传动比为 1:1 3.1 确定齿数 Z及校核 (1)选 Z1。软齿面应尽量选大些。 (2)Z2 = i1 Z1。且 Z2 为整数。 (3)计算 U=12 ZZ(4) i =i i -U 5 3.2 按接触强度计算 d1 小齿轮为 45 钢，调质217HBS255HBS。取240HBS。大齿轮为 45钢正火163HBS217HBS。取200HBS。 8 级精度 nts 1.计算公式 1d 323 1 )5.01( 7.4 HHERRZZuKT2.计算 T1 T1=955001ddnp Pd-Kw nd-r/min =0.99 3.计算 K K=KAKVK(1)由表 4-8 选用系数 KA (2)选动载荷系数 KV 记为 KVt (3)取 R 值。一般取 R =0.3 1mm db =RR u 2 12 (4)由土 4-45 查出齿向载荷分布系数 K(5)计算 K=KAKVK取 KV=KVt 故 Kt=KAKVK4.弹性系数 ZE 由表 4-9 查得 5.节点系数 ZH 由表 4-48 查得 6.许用应力 H=ZN ZWHHS(1)由图 4-58 查得 limH (2)由已知条件计算 N1=60n1*r*tn N2=N1/U 式中： n-啮和次数 Z1 选 20 Z2 =2.65 20=53 U=2.65 i =05 T1=9550000 5.5 0.99/720=72221.9 N*mm KA=1.0 KVt=1.1 R =0.3 m=0.500 K=1.03 Kt=1.133 ZE=189.8 MPa ZH=2.5 nts n1-r/min tn-每 天工作小时 N-年 300 天 /年 小时 /天 (3)由图 4-59 查得寿命系数 ZN1 ZN2 (4)由表 4-11 查得安全系数 SH (5)由图查得工作硬化系数 Zw (6)计算 H1=ZN ZWHHS 1lim H2=ZN ZWHHS 2lim(7)计算 d1 d1 3221)5.01(7.4 HHERRt ZZuTK试选 Kt=Kvt 2HH 3.3 校核 d1 因为试选的 Kv可能与实际不符合。 (1)模数 m=11Zdt 取标准值。可改变 Z1 而达到选用适当的 m的目的，但 u有变则需重新计算 d1。 (2)按几何关系计算 d1 d1=m Z1 dm1= d1(1-0.5 R ) (3)圆周速度 Vm（平均直径 dm） Vm=100060 11 ndm计算1001Zum由1001Zum查图 4-43 得 Kv 1limH=570MPa 2limH=460MPa N1=1.27 910 N2=4.76 810 tn =29200 ZN1=1 ZN2=1 SH=1 Zw=1 H1=570MPa H2=460MPa d1t mm89.87 m=4.395 取 m=4.5 d1=90mm nts (4)校核 d1 d1=tvtv dKK 13 d1 与 d1t 相差太大，则需重新选 Kvt，再计算 d1t 3.4 校核齿根弯曲强度 (1)计算公式 FRRSaFaFuZmYYKT 1)5.01(7.4222131(2)当量齿数计算 Zv=cosZa. 1co s 21 uu 11co s22 ub. 111 cos ZZ v 222 cos ZZ v c.由当量齿数 Zv 查图 4-55 得齿形系数 YFa1,YFa2 查图 4-56 得齿根应力修正系数 Ysa1,Ysa2. d.确定 F=YH YxFHSlim查图 4-61 得 1limH 和 2limH 查图 4-62 得 YN1, YN2 查图 4-63 得尺寸系数 Yx 查图 4-11 得安全系数 SF 计算 1F 2F 比较 111FsaFaYY， 2 22 FsaFa YY的大小，取较大值 校核弯曲强度 dm1=76.5mm Vm=2.88m/s 1001Zum=0.576 Kv=1.0 d1=85.14mm 故 d1与 d1t相差不大，符合要求。 1cos =0.936 1 =20.67 2cos =0.353 2 =69.33 1vZ=21.37 2vZ=150.14 YFa1=2.63 YFa2=2.16 Ysa1=1.56 Ysa2=1.89 1limH =230MPa 2limH =190MPa YN1=YN2=1 Yx=1 SF=1 1F =230MPa 2F =190MPa nts FRRSaFaFuZmYYKT 1)5.01(7.42221313.5 几何尺寸计算 1.分度圆直径 d d1 =mZ1 d2=mZ2 2.节锥 1 =arctan21ZZ2 =90 - 1 3.节锥距 R R=11sin2 d=22sin2 d4.齿宽 b=R R 5.周节 P= m 6.齿顶高 ha ha=m 7.齿根高 hf hf=1.2m 8.齿顶间隙 c=0.2m 9.齿顶圆直径 1ad=m(Z+2 1cos ) 2ad=m(Z+2 2cos ) 10.齿根圆直径 1fd= m(Z-2.4 1cos ) 2fd= m(Z-2.4 2cos ) 3.6 受力分析 111FsaFaYY 2 22 FsaFa YY故取大齿轮计算 MPaF 78.632 22 FF 合格 d1=90mm d2=238.5mm 1 =20.674 2 =69.326 R=127.46mm b=38.238mm 取 b=40mm P=14.13mm ha=4.5mm hf=5.4mm c=0.9mm 1ad=91.9mm 2ad=241.7mm 1fd=79.9mm 2fd=234.7mm Ft1=Ft2= Ft Ft=1888.15N Fr1=-Fa2=643.25N Fa1=-Fr2=242.59N nts Ft1=-Ft2=)5.01(221111Rm dTdTFr1=-Fa2= Ft1*tan 1cos Fa1=-Fr2= Ft1*tan 1sin 3.7 锥齿轮轴（即工作台转轴）的设计 1.齿轮轴的设计 (1)确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） (2)按扭转强度估算轴的直径 选用 45#调质，硬度 217255HBS 轴的输入功率为 P =5.445 Kw 转速为 n =1.5r/min 根据课本 P205（ 13-2）式，并查表 13-2，取 c=117 d mmnPC 0.23720445.5117 33 nts(3)确定轴各段直径和长度 1 从大带轮开始右起第一段，由于齿轮与轴通过键联接，则轴应该增加 5%， 取 D1= 28mm，又带轮的宽度 b=40 mm 则第一段长度 L1=40mm 2 右起第二段直径取 D2= 36mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的内端面与带轮的左端面间的距离为 30mm，则取第二段的长度 L2=40mm 3 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，则轴承承受径向力和轴向力为零，选用 30209 型轴承，其尺寸为 45 85 19，那么该段的直径为 D3= 45mm，长度为 L3=20mm 4 右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩 ,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D4= 50mm，长度取 L4= 80mm 5 右起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为 D5= 45mm，长度为 L5=20mm 6 右起第六段，为联轴器接入轴 ,由于电机 Y160M2-8 的轴的直径为 d2= 42mm，故选择齿式联轴器 GICL3 型，选 d1= 42mm。即 D6= 42mm。长度取 L6= 100mm 。 (4)求齿轮上作用力的大 小、方向 1 小齿轮分度圆直径： d1=90mm 2 作用在齿轮上的转矩为： T1 =84.97 N m 3求圆周力： Ft Ft=1888.15N 4求径向力 Fr Fr=Ft tan =1888.15 tan200=643.25N Ft， Fr 的方向如下图所示 （ 5）轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，D1= 28mm L1=40mm D2= 36mm L2=40mm D3= 45mm L3=20mm D4= 50mm L4=80mm D5= 45mm L5=20mm D6= 42mm L6= 100mm Ft=1888.15Nm Fr=643.25Nm nts建立力学模型。 水 平 面 的 支 反 力 ： RA=8040tF=944.08N RB=80 40)(80Ft =2832.23 N 垂直面的支反力： RA= 8040rF=321.67N RB =80 40)(80F r =964.88 N （ 6）画弯矩图 右起第四段剖面处的弯矩： 水平面的弯矩： M 水平 =RA 0.08=37.76 Nm 垂直面的弯矩： M 垂直 = RA 0.08=12.87 Nm 合成弯矩： NmMMM 89.3987.1276.37 2222 垂直水平合（ 7）画转矩图： T= Ft d1/2=84.59 Nm （ 8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环， =0.6 可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩： NmTMM 87.93)( 22 合当 （ 9）判断危险截面并验算强度 1 右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以该剖面为危险截面。 已知 M 当 =93.87Nm ,由课本表 13-1 有 : -1 =60Mpa 则： e= M 当 /W= M 当 /(0.1 D43) =93.87 1000/(0.1 453)= 10.30MPa -1 2 右起第一段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： NmTM D 75.5059.846.02 ）（ RA=944.08N RB=2832.23N RA=321.67N RB=964.88 N M 水平 =37.76 Nm M 垂直 = 12.87 Nm M 合 =39.89Nm T=84.59 Nm =0.6 M 当 =93.87Nm -1 =60Mpa nts e= MD/W= MD/(0.1 D13) =50.75 1000/(0.1 283)=33.12 Nm -1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下： MD=50.75Nm 四 键联接设计 4.1输入轴与小齿轮联接采用平键联接 此段轴径 d1=28mm,L1=40mm 查手册得，选用 A 型平键，得： A 键 8 7 GB1096-79 L=L1-b=40-8=32mm T=72.22N m h=7mm 根据课本 P243（ 10-5）式得 p=4 T/(d h L) nts=4 72.22 1000/（ 28 7 32） =46.06Mpa R =110Mpa 4.2、中间轴与大齿轮联接用平键联接 轴径 d3=50mm L3=38mm T =180Nm 查手册 P51 选用 A 型平键 键 14 9 GB1096-79 l=L3-b=38-14=24mm h=9mm p=4 T /（ d h l） =4 180 1000/（ 50 9 24） =66.7Mpa p =110Mpa 五 箱体的设计计算 5.1 箱体的结构形式和材料 箱体采用铸造工艺，材料选用 HT200。 因其属于中型铸件，铸件最小壁厚 8 10mm，取 =12mm 5.2 铸铁箱体主要结
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