二级变速器课程设计

1、学号 201102070705姓名 邓一伟班级 机自七班根据设计任务书确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力 参数；传动零件及轴的设计计算；轴承、连接件、润滑密封和联轴器的选择及计算；减速 器箱体结构及其附件的设计；绘制装配图和零件工作图；编写设计计算说明书；进行总结 和答辩。每个学生都应完成以下工作:(1)减速器装配图1张（A0图纸）箱体（A1图纸）其余全部零件图。(3)设计计算说明书1份。1|冲轴二输送带高速集低速圾I电动电选才¥ v带传动和二级圆柱直齿轮减速器。传动装置的总效率：a 联 带滚4齿2 0.96 0.99 0.984 0.972 0.96

2、0.8联为齿式联轴器传动效率，带为V带传动效率，滚为滚动轴承效率，齿为8级精度齿轮传动（稀油润滑）的效率。2、电动机的选择:滚筒工作装置所需功率:PwFw vw 3.6 0.8 100010001032.88KW ,电动机所需的输出功率以 Pw 2.88为：pd - 3.6kwa 0.8Pw只需略大于Pd即可，按电动机参数手册选择电动机的额因载荷平稳，电动机额定功率定功率pm为4kw.卷筒轴为工作轴，其转速为:27.79 r/minnw3.14 55060 103vw 6000 0.8查阅机械设计手册，推荐的各传动机构传动比范围：V带传动比范围目2 4,二级圆柱齿轮传动比范围i2 8 40,则

3、总传动比范围应为i 2 84 40,可见电动机转速的可选范 围是 n i nw (16160) 27.79444.64 4446.4 r/min查阅机械设计手册，符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min五种电机，综合考虑电动机以及传动装置的尺寸、重量和价格、带传动和减速 器的传动比，选定型号为 Y112M-4额定功率4kw、同步转速1500r/min ,满载转速 nm=1440r/min 的电动机。方 案电动机 型号额定 功率pm / kw电动机转速r/min电动 机重 量kg参 价格 元/个传动装置的传说比1Y112M-44同步转速

4、 r/min满载转速 r/min43总传 动比V带传动减速 器15001440（表 2-1 ）电动机示意图中 心 高外形尺寸LX (AC/2 +AD) XHD地脚 安装尺寸AXB地脚 螺栓 孔直 径K轴伸 尺寸 DX E装键部 尺寸FXGD(表 2-2)3、确定传动装置的总传动比和分配级传动比:i144027.79(1)传动装置总传动比51.82(2)分配传动装置各级传动比为使V带传动的外轮廓尺寸不至过大，取传动比i带3则减速器传动比i旦9 17.273根据二级开始圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，即各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，常取i1 (1.31.6) i2, i1、i2分别为

5、减速器高速级和低速级的传动比。取 i1 (1.4) i2, 1.4i2 i2 1.4i22 1 7.27, i1 2.51 1.4 4.92i2 3.514、计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速nm 1440I 轴 n1-480r/mini带3II 轴 n2 -480 97.56r/min ig1 4.92一 97 56田轴 心 27.795 r/min3.51工作轴nw n3 27.795 (允许运输带速度误差为± 5% )(2)各轴输入功率：I 轴p1pd带3.6 0.96 3.46KWkwR 轴P2P1滚齿 3.46 0.98 0.973.29KW田轴P3p2滚齿 3.2

6、9 0.98*0.973.13KW卷筒轴 pw6 齿联 3.13*0.98* 0.99 3.04kw各轴输入转矩Td 9550 曳 9550*.6- 23.86N M Nm1440I 轴T1Td i0o23.86 3 0.96 68.72N MII 轴T2T1?i1?1268.72 4.92 0.98 0.97 321.40NM田轴 T3 T2 ?i2 ? 23 321.40 3.51 0.98 0.97 1072.39 N.M工作轴TwT324 1072.39 0.98 0.99 1040.43N.M将以上算得的运动和动力参数列表如下:轴 名输入KW输出KW输入KW输出KW转速r/min传动

7、比i效率电动机轴3.623.861440I轴3.463.3968.7267.3530.96II轴3.293.22321.40314.974.920.95III轴3.133.071072.391050.943.510.95卷筒轴3.042.981040.431019.620.975、设计V带和带轮：根据工作情况，查阅机械设计手册得工况系数Ka 1.3由：p0 3.6kw得:Pc 1.3 3.6 4.68kw,根据pc 4.68和n1 1440r/min查阅机械设计手册最后选择 Z型V带。但是经过计算,Z>11.固带型不合适.须选择稍大的A型V带.确定小带轮：查阅机械设计手册-V带轮最小基准

8、直径及基准系列表，取小带轮直径 d1 125mm确定大带轮直径：d2 idi(1)取弹性滑动率0.01 , d2 3 125 (1 0.01) 371.25mm,查阅机械设计手册-V带轮最小基准直径及基准系列表可知：d2 375mm,实际传动比i d2375d2 1125 1 0.013.03 ,从动轮实际转速n2 - i1440 , 一、， 475.25r/min ,转速误差 3.03n2 480 475.25 1%,对于带式输送装置，转速误差在5%范围内事允许的。480验算带速v:v 电3.14 125 1440 9.42m/s,在规定的5m/s v 25m/s范围内， 60 100060

9、 1000合理。初选中心距：0.55 dl d2 h a02d1d2 ,带入数据得0.55125 375 8 a0 2 125 375283 a0 1000,取 a 600mm初选长度：22Lo 2a0 d1 d2 2 600 -4 125 375 2011.04mm选择 V24a024 600带所需的基准长度：查阅机械设计手册-V带基准长度系列(GB/T11544-1997),取Ld 2240mm (标记为：A 2240 GB/T11544-1997 )实际中心距a :_ ._ .2 一. .22L d1d2 2Ld1d28 d2 dla :8一 一- 一-2_22 2240-3.14 12

10、5 3752 2240-3.14 125 375 -8 375-1258716.60验算小带轮包角a1：a11800d2d1180o37512557.3o160.01o 120o ,经验算，a716.60小带轮包角q取值合理。计算单根V带的基本额定功率 6 :根据d1 125mm和n 1440r/min查表，取得A型V带的 p0 1.93kw额定功率的增量5：根据n 1440r/min和i 3 ,查阅机械设计手册，取得A型V带的p10.17kw计算V带根数z:根据包角a1 160.01 ,查阅机械设计手册-小带轮包角系数ka,取值Pc4.682.2取z=3根ka 0.95,根据Ld 2240m

11、m,查阅机械设计手册-带长修正系数Ki ,取值Kl 1.06 ,P1p1 KaKL1.93 0.17 0.95 1.06确定单根V带的预紧力F0:0.1 9.422 143.96N (查表取l500PC 2.5 ,2 500 4.68 2.5 ,F0 1 m1z Ka3 9.420.95m 0.1kg/m）确定带对轴的压力Fq :a1Fq 2zF°sin - 22160.01o3 143.96 sin2850.65N带轮宽度 B (z 1)e 2f (3 1) 15 2 10 50mm,取 B=50mm外径 da d 2ha 375 5 380mm6、齿轮的设计:高速级直齿圆柱齿轮（

12、第一对齿轮）的设计计算选择材料及确定许用应力：小齿轮选用40MnB调质处理，齿面硬度为 260HBs大齿轮选用35SiMn,调质处理，齿面硬度为230HBS查阅机械设计手册得,Hiim1 700Mpa , Hiim2 540Mpa, Sh 1.1，故H lim1H 1ShH lim2H2 丁7001.15401.1636Mpa491Mpa查阅机械设计手册得,Fiim1 240Mpa, Fiim2 180Mpa01.3,Flim1F1 E2401.3185MpaFlim 2F2Sf1801.3138Mpa按照齿面接触强度设计2335KT1ai由表4-1可知轴转速 ni 480r/min, 轴转矩

13、 T1 68.72N.m 68.72 103N.mm查阅机械设计手册，取载荷系数K 1.79,齿宽系数a 0.3,h取最小值代入，故 H2 491Mpa中心距32,d 335KT1a i 1 、 -1VH ai3233351.79 68.72 1034.92 1 ,4910.3 4.92201.05mm202mm 。若取 4 25,(乙 20 40)贝(Jz2 z1i25 4.92 123 ，取 z2 123。法向模数mn (0.01 0.02) a (0.01 0.02) 202 2.02 4.04mm,查阅机械设计手册中心距几何参数：分度圆直径齿顶高齿根高GB/T1357-1987),取标

14、准模数 m 2.25a mn z1 z2竺 25 123 166.5mm22d1 m4 2.25 25 56.25mmd2 mz2 2.25 123 276.75mmha mh 2.25 1 2.25mm ahf m 1 0.251.25m 1.25 2.25 2.81mm齿顶圆直径齿根圆直径齿宽da1 d1 2ha 56.25 2 2.25 60.75mmda2 d2 2ha 276.75 2 2.25 281.25mmdf1 d1 2hf 56.25 2 2.81 50.63mmdf2 d2 2hf 276.75 2 2.81 271.13mmbaa 0.3 166.5 49.95mmaM

15、 b2 50mm ,则 b1 55mm。验算齿根弯曲强度:查阅机械设计手册，得齿形系数 Yf12.62, Yf22.14,验算齿根弯曲强度应按照最小齿轮32KT1YF2 1.79 68.79 102.62F1 1F 2 101.96Mpabm2z150 2.252 25Y2.14、 1F2 F1 101.96 83.28Mpa F2 ,安全Yf12.62F1齿轮的圆周速度:dm60 10003.14 56.25 48060 10001.41m/s,可选用8级精度（第二对齿轮）选择材料及确定许用应力：小齿轮选用40MnB调质处理，齿面硬度为 260HBs大齿轮选用35SiMn,调质处理，齿面硬度

16、为230HBS查阅机械设计手册得， Hlim3 700Mpa , Hlim4 540Mpa, Sh 1.1，故H lim 3SH7001.1636MpaH lim 4SH540491Mpa1.1查阅机械设计手册得,Fiim3 240Mpa,Flim 4180MpaSF 1.3,Flim3F3,Flim 4F4亏2401.31801.3185Mpa138Mpa按照齿面接触强度设计2335KTiai由表4-1知:n297.56r / min查阅机械设计手册，取载荷系数 K 1.79,T2 321.40N.m 321.40 103N.mm齿宽系数a 0.3,h取最小值代入，故 H4 491Mpa 中

17、心距2,d 335KT1a i 1 i 1 Hai取 a 290mm。3.51 1233351.79 321.4 1034910.3 3.51284.61mm若取 z3 35 z3 2040 ,贝U z4z3i3 35 3.51 122.85，取 z4123。模数m 0.01 0.02 a 2.9 5.8查阅机械设计手册中心距几何参数：分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径齿宽GB/T1357-1987),取标准模数 m 3a m z3 z43 35 123 237mm22d3 mz3 3 35 105mmd4 mz4 3 123 369mm *ha mh 3.5 1 3.5mmhf m

18、1 0.251.25m 1.25 3 3.75mmda3 d3 2ha 105 2 3 111mmda4 d4 2ha 369 2 3 375mmdf3 d3 2hf 105 2 3.75 97.5mmdf4 d4 2hf 369 2 3.75 361.5mmb aa 0.3 237 71.1mm a取 b4 75mm,贝(J b3 80mm。验算齿根弯曲强度：查阅机械设计手册，得齿形系数 Yf3 2.45, Yf4 2.14,验算齿根弯曲强度应按照最小齿轮计算周速度:d3n260 100032KT2Yf2 1.79 321.4 10 2.4522- 2 119.32Mpabm2z375 32

19、35Y2.14、1F3与 119.32 104.22Mpa F2 ,安全Yf32.453.14 105 97.5660 10000.54m/s,可选用8级精度F1齿轮的圆7.传动轴承和传动轴的设计A、输入轴的及强度校核：由前面计算可知：n1 480r/min , p1 3.46kw, T1 68.72N.m。7-12 知,(1)材料选择，确定许用应力材料选择45,调质处理。查表7-1知，b 750MPa,查表1b 75MPa(2)计算基本直径查表7-11 , C=110 (轴端弯矩较小)d C31P 110 3溪 21.2mm。 n1由于安装安装带轮处有键槽，故加大5%则d 21.2 1.05

20、 22.3mm取 dmin 25mm(3)、确定各轴段尺寸7-1输入轴结构图a、确定各轴段直径段：d1 25mm ,估算。段：d2 35mm,根据油封标准。段：d3 40mm,与轴承6308配合（根据机械设计课程设计简明手册表8-23初选深沟球轴承6308）。段：d4 50mm,大于40,轴承的正确安装条件。段：d5 60.75mm,高速级齿轮1的顶圆直径。段：d7 50mm,大于40,减少加工量便于挡油环的安装。段：d7 40mm,与轴承成对使用，与 3段相同.b、确定箱体内宽度，箱体内宽由于有旋转件，两侧留20mm考虑到铸件不精确，要将内宽尺寸圆整，因为齿轮2的宽度为50mm齿轮三的宽度为

21、80mm中间轴轴肩15mm输出轴轴肩15mm故箱体的内宽为：W 20 50 15 80 20 15 200mmC、确定各轴段长段：11 60mm ,根据联轴器段直径25mm初选联轴器的长度62mm,（根据机械设计课程设计简明手册表7-22,初选联轴器凸缘联轴器，型号为GYH2)段：% 53mm。(外露尺寸30mm箱体60mm挡油环深向箱体10-轴承6308宽度23-轴承外伸2mm挡油环轴向2mm)段：I3 35mm,深向挡油环10mm轴承宽度23mm轴承外伸2mm段：I4 103mm，中间轴轴肩15mm-2mnm+轮3宽度80mm+体间隙20mm- 挡油环10。段：15 53mm ,齿轮轮毂5

22、3。段：16 27 mm ,箱体间隙20mm挡油环10mm+油环伸向箱体尺寸长度2mm+3由轴肩15mm段：I7 35 mm ,挡油环10mm轴承宽23mm+外伸2mm。总长度11112 13 14 15 1617366d、各支撑点距离轴承间距1AB 226mm联轴器与左轴承的距离1k mm(3)、校核轴的强度轴上受力分析如图lFrlgtCD图7-2轴1上的扭矩由表 4-1可知T1 68.72N.ma、齿轮32T12 68.72 10圆同刀Ft _1 2443.37Ndi56.25径向力Fr2 Ft tan an 2443.37 0.36 879.6N轴向力 Fa 0 a带轮对轴的压力Fri=

23、850.65N求危险截面弯矩，并绘制弯矩图。水平面如图7-3-c水平面支反力Fah 811.4n.mFbh 1632n.m1505.8N水平面弯矩MDH FAH.lAD /1000 811.37 151/1000 122.5N垂直面如图7 - 3-b垂直面支反力FAV Fr1 Fr2 242.6 1730.25 224.5Fbv 224.5N垂直面弯矩M Av M D -MB 145.3N.MM DV MA Mb -217.7M 合 145.3-217.7=-72.4n.m合成弯矩如图7-3-dMC MM2dh M2合 <122.52 72.42 142.3N.m做扭矩图如图7-3-eT

24、1 68.72N.m由图可知危险截面在齿轮部位当量弯矩取折合系数数 0.6 ,则MeM21(aT)2142.32(0.668.72)2 148.1N.m强度校核30.1Me1b, 一 一331148.1 10:0.1 7527mmd 27 d5 60.75mm,所以原设计强度足够，安全。轴的受力分析图见图7- 3,轴的工作图见零件图纸 3TL-68.72N. mT1图7-3轴的受力分析简图B、输出轴的及强度校核：由前面计算可知：n3 27.795r/min , p3 3.13kw, T3 1072.39N.m。(2)材料选择，确定许用应力材料选择40Gr钢，调质处理。查表7-1知，B 750M

25、Pa,查表7-12知,1b 75MPa(2)计算基本直径查表7-11 , C=110 (轴端弯矩较小)d C3 P3 110 3/嘉 53.1mm.由于安装安装联轴器处有键槽，故加大5%则d 53.1 1.05 55.8mm取 dmm 60mm(3)、确定各轴段尺寸7-4输出轴结构图a、确定各轴段直径段：di 60mm ,估算。段：d2 65mm,根据油封标准。段：d3 70mm,与轴承6414配合（根据机械设计课程设计简明手册表8-23初选深沟球轴承6414）。段：d4 80mm,轴承正确安装条件。段：d5 95mm,轴肩高度。段：d6 80mm,与齿轮4内孔直径相同。段：d7 70mm,与

26、3段相同。b、确定各轴段长段：li 105mm,联轴器的长度107,（根据机械设计课程设计简明手册表7-22,初选联轴器凸缘联轴器，型号为 GYH7）段：12 44mm。（外露尺寸30mm箱体60mm轴向箱体2-轴承6414宽度42-轴承外伸2mm）段：l3 44mm,轴承外伸 2mm轴承宽度42mm段：14 75mm段：15 15mm ,轴肩宽度。段：1673 mm ,齿轮4轮毂宽度。段：1769 mm ,总长度1 ll 12 I3 I4 I516 I718425d、各支撑点距离轴承间距1AB 231mm联轴器与左轴承的距离1k mm(3)、校核轴的强度轴上受力分析如图和1Tfbv qf C

27、Mcv=110. 97图7-5轴1上的扭矩由表 4-1可知T3 1072.39N.ma、齿轮_3圆周力2 2 1072.39 105812.41Nd4369径向力Fr Ft tan an 5812.41 0.36 2092.5轴向力Fa 0N求危险截面弯矩，并绘制弯矩图垂直面如图7-6-b垂直面支反力Fav也 E 82.5 747.3NlAB231FbvFr Fav 2092.5 747.3 1345.2N垂直面弯矩MCVFavac/1000 747.3 148.5/1000 110.97N.mCV AV AC水平面如图7 -6-c水平面支反力Fah. 5812.41 82.5 2075.9N

28、lAB231FFF5812.412075.9 3736.5NBHtAHMch Fah lAC /1000 2075.9 148.5 10 3 308.3N.mCH AH AC合成弯矩如图7-6-dM C , M 2cvM 2ch110.972 308.32 327.6N.m做扭矩图如图7-6-eT3 1072.39N.m由图可知危险截面在齿轮部位 当量弯矩Me . M 2C (aT)2取折合系数数327.62 (0.6 1072.392 722N.m强度校核, Med 3 -0.1 1b一一 一 3722 10.0.1 7545.8mmd 45.8 d6 80mm,所以原设计强度足够，安全。轴

29、的受力分析图见图 7- 6.垂直面Mv 弯宪 水平面弯柜合成面弯矩T3好蚂30.97lACBDJ ch-308. 3N. mlACBD八Jk二32L 6N. mftcbd1T3=1072N.m11 C B C图7-6轴的受力分析简图C、中间轴的设计由前面计算可知：n2 97.56r/min , p2 3.29kw , T2 321.4N.m。(3)材料选择，确定许用应力材料选择45钢，调质处理。查表7-1知，B 650MPa,查表7-12知,60MPa(2)计算基本直径查表7-11 , C=110 (轴端弯矩较小)C我 110 3燃 35.53mm由于安装安装联轴器处有键槽，故加大 5%则d

30、35.53 1.05 37.31mm。取 dmm 40mm(3)、确定各轴段尺寸 如图7-7a、确定各轴段直径段：d1 40mm，估算，选择轴承 6308。段：d2 50mm,根据轴承安装条件。段：d3 60mm,段：d4 75mm,轴肩。段：d5 60mm,高速级齿轮2孔直径。段：d6 40mm,与1段相同。.b、确定各轴段长段：1i 25mm,轴承宽度 23mm+外伸2。段：q 25mm,箱体间隙20mm+5段：l3 80mm,齿轮3的轮毂长度段：I4 15mm,轴肩段：I5 48mm ,齿轮2轮毂50mm-2mm6 段：l670 mm ,总长度l 11 l2 13 l4 l5 l6 l7

31、 263mmd、各支撑点距离轴承间距l 236mm图7-7中间轴设计简图(3)、校核轴的强度根据经验，由于前面输入轴和输入轴的强度校核中强度均足够，根据中间轴在整个传动过程中的作用，和受力性质可知道中间轴强度也足够。8.轴承的选择与校核对前面轴的设计计算初选深沟球轴承6308、6213、6308进行强度校核。由前面轴计算可知，轴承所受径向力Fr vF2bv F2bh ,224.52 163221632N (输入 6308 轴承)Fr TPBV""F2BH J13452 3736.523970.7 N （6213 轴承）Fa 0N ,转速 n=480r/min ,轴颈 d=4

32、0mm （6308 轴承），Fa 0N ,转速 n=97.56r/min ,轴颈 d=65mm （6312 轴承）Fa 0N ,转速 n=27.795r/min,轴颈 d=40mm （6308 轴承）使用寿命10年，两班制，每班八小时，则 Lh=58400h按文献8-9表，冲击负荷系数fp=1.5Pr Fr Fp 879.6 1,5 1319.4N （输入 6308）Pr Fr Fp 2092.5 1,5 3138.8n （输出 6414）Pr Fr Fp 1 1对于深沟球轴承Cjs PL Pr 60Lhnjs r r 106查表8-23得6308轴承的基本额定动载荷Cr=40800N , 6

33、414轴承的基的基本额定动载荷 Cr=140000查表8-14得11,查表8-15得fp 1 ,将数据代入上式可得1Cjs 1319.415690N （6308 轴承）60 58400 480 3106160 58400 97.56 3Cjs1 3138.8g6 21947N（6414 轴承故在规定条件，6308,6414轴承可承受的最大径向载荷为40800N、140000所选轴承合格。9、平键的选择与计算选择A型键， 输出轴：D6 80 L6 73mm查表齿轮轴径处键b h 22 14,因L6 73,所以选择键长L=63，轴槽深度9mm毂槽深5.4mm公差+0.2, ; D1 60 L1 1

34、05联轴器轴径处键b h 28 16,因联轴器长l 105mm,所以选才?键长L=100,轴槽深度,6.0mm毂槽深4.3mmb/mmh/mmL/mm齿轮键221463联轴器键2816100(2)齿轮处键强度验算，查表5-72得许用挤压应力p 120MPA,键遇键槽接触长度l, L b 63 22 41mm4Tdhl4 1072.39 10380 14 4193.41MPp 120MPA故此键能安全工作，键为 22X63 (GB/T1096-2003).(3)轴处键强度验算，查表5-72得许用挤压应力p 120MP,键遇键槽接触长度l, L b 100 28 72mm4T 4 1072.22

35、103 62MP p dhl60 16 72P 120MP A故此键能安全工作，键为 22X100 (GB/T1096-2003)选择A型键，中间轴：D360 L3380mm查表齿轮轴径处键bh 18 11 ,因L6 80,所以选择键长L=70，轴槽深度9mm毂槽深5.4mm公差+0.2, ; D5 60 L548齿轮径处键b h 18 11 ,因齿轮轴长l 48mm,所以选才?键长L=36,轴槽深度，6.0mm毂槽深4.3mmb/mmh/mmL/mm齿轮键181170齿轮键181136齿轮处键强度验算，查表5-72得许用挤压应力p 120MPA ,键遇键槽接触长度l, L b 70 18 5

36、2mm一一一 34T 4 321.41 103p 一 37MPpdhl 60 11 52故此键能安全工作，键为 18X70 (GB/T1096-2003).(6)齿轮键强度验算，查表5-72得许用挤压应力p120MPA120MPA,键遇键槽接触长度l, L b 36 18 18mm4T 4 321.4 103 ngp66.1MPPp dhl 60 18 18故此键能安全工作，键为 18X36 (GB/T1096-2003)。 输入轴：Di 25 Li 60mm查表联轴器轴径处键120MP60 ,所以选择键长56,轴槽深度,6.0mm毂槽深4.3mm b/mmh/mmL/mm联轴器键56(8)轴

37、处键强度验算，查表5-72得许用挤压应力120MPA,键遇键槽接触长度l, Lb 56 8 48mm_ _3p 24 配72 1010.6MP p 120MPp dhl 25 7 148故此键能安全工作，键为 8X56 (GB/T1096-2003)。10、箱体的机构设计减速器的箱体采用铸造(HT200)制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, 大端盖分机体采用更配合.is61. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热 因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油 池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙 度为6.33. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10,圆角半径为R=3o机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看