臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計

臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計,臥式,車床,傳動系統(tǒng),結構設計 本科畢業(yè)設計（論文）本科畢業(yè)設計（論文）題目：臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計題目：臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計臥式車床主傳動系統(tǒng)的結構設計摘摘 要要數(shù)控車床不僅能夠車外圓還能用于鏜孔、車端面、鉆孔與鉸孔。與其他種類的機床相比，車床在生產(chǎn)中使用最廣。本論文首先介紹了我國數(shù)控機床發(fā)展的過程與現(xiàn)狀 ,并分析了其存在的問題 ;對數(shù)控機床的發(fā)展趨勢進行了探討；并對 CW61100E 數(shù)控車床主軸箱傳動系統(tǒng)進行了設計與計算。主軸箱有安裝在精密軸承中的空心主軸和一系列變速齒輪組成。數(shù)控車床主軸可以獲得在調速范圍內的任意速度，以滿足加工切削要求。目前，數(shù)控車床的發(fā)展趨勢是通過電氣與機械裝置進行無級變速。變頻電機通過帶傳動和變速齒輪為主軸提供動力。通常變頻電機調速范圍 35，難以滿足主軸變速要求；串聯(lián)變速齒輪則擴大了齒輪的變速范圍 。I本設計將原來的帶輪不卸荷結構變?yōu)榱藥л喰逗山Y構，使輸入軸在帶處只受轉矩，將軸上的徑向力傳動到車床機體上,改善了輸入軸的受力情況。關鍵詞關鍵詞：主軸箱；無級調速；傳動系統(tǒng)；主軸組件。IIThe structural design of horizontal lathe main drive system AbstractNumerical control lathe car can not only cylindrical but also can be used for boring, surfacing, drilling and reaming. Compared with other kinds of machine tools, lathe is the most widely used in production.This paper introduces the process and current situation of the development of CNC machine tools in China, and analyzes its existing problems; the development trend of NC machine tool was discussed; and the CW61100E CNC lathe spindle box transmission system design and calculation.The spindle box is composed of hollow spindle mounted in precision bearings and a set of transmission gears. Spindle CNC lathe can get any speed in speed range, to meet the machining requirements.At present, the development trend of NC lathe is stepless speed change through the electrical and mechanical equipment. Variable frequency motor through the belt drive and gear to provide power for the spindle. Usually the frequency control of motor speed range of 3-5, to meet the requirements of spindle speed; series gear extends the range of gear transmission.The design of the original belt wheel not unloading structure to belt wheel unloading structure, the input shaft with only by the shaft torque, radial force on the drive to the lathe body; improve the stress conditions of the input shaft.Key Words: spindle box；Stepless speed regulation；transmission system; spindle assembly.III主要符號表主要符號表 缸筒內最高工作壓力；p 缸筒材料的許用應力p 材料的抗拉強度b 缸承受的軸向壓力F 安全系數(shù)kn 液壓缸安裝及導向系數(shù)K 活塞桿彎曲失穩(wěn)的臨界壓力kF 液壓缸支承長度L 活塞桿橫截面慣性矩I 實際彈性模數(shù)1E 材料的彈性模數(shù)E 材料組織缺陷系數(shù)a 活塞桿截面不均勻系數(shù)b 活塞桿直徑dIV目目 錄錄1 緒論緒論.12 機床主要技術參數(shù)的確定機床主要技術參數(shù)的確定.32.1 機床的主參數(shù) .32.2 主運動參數(shù) .32.3 切削力的計算 .43 主運動參數(shù)的擬定主運動參數(shù)的擬定.63.1 主運動調速范圍的確定、計算各軸計算轉速、功率和轉矩 .63.2 主電動機的選擇.74 運動設計運動設計.94.1 主變速方案擬定.94.2 變速結構式、結構網(wǎng)的選擇.94.2.1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目.94.2.2 結構網(wǎng)的擬定.104.2.3 結構式的擬定.104.2.4 結構式的擬定.104.2.5 確定各變速組變速副齒數(shù).115 傳動件的設計傳動件的設計.125.1 帶傳動設計.125.2 選擇帶型 .135.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 .135.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 .145.5 確定帶的根數(shù)Z.145.6 確定帶輪的結構和尺寸 .155.7 確定帶的張緊裝置 .155.8 計算壓軸力 .155.9 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核.175.9.1 齒輪模數(shù)的確定.175.9.2 齒寬的確定.205.9.3 齒輪結構的設計.20V5.10 傳動軸的直徑估算.215.10.1 確定各軸轉速.225.10.2 傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑.225.10.3 鍵的選擇.235.11 傳動軸的校核.235.11.1 傳動軸的校核.235.11.2 鍵的校核.245.12 摩擦離合器的選擇和計算 .245.13 齒輪校驗.275.13.1 校核 a 變速組齒輪.275.13.2 校核 b 變速組齒輪.285.13.3 校核 c 變速組齒輪.305.14 軸承的選用與校核.315.14.1 各軸軸承的選用.315.14.2 各軸軸承的校核.315.15 主軸組件設計 .326 結構及主軸部件設計結構及主軸部件設計.416.1 結構設計的內容、技術要求和方案.416.2 展開圖及其布置.416.3 I 軸（輸入軸）的設計.426.4 齒輪塊設計.426.5 傳動軸的設計.436.6 主軸組件設計.456.6.1 各部分尺寸的選擇.456.6.2 主軸材料和熱處理.456.6.3 主軸軸承.466.6.4 主軸與齒輪的連接.476.6.5 潤滑與密封.476.6.6 其他問題.487 結論和展望結論和展望.497.1 本文工作總結 .497.2 課題展望 .49參考文獻參考文獻.51VI致致 謝謝.53畢業(yè)設計（論文）知識產(chǎn)權聲明畢業(yè)設計（論文）知識產(chǎn)權聲明.54畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明.551 緒論01 緒論緒論1.1 題目背景、研究意義題目背景、研究意義現(xiàn)代臥式車床主傳動系統(tǒng)設計不但要滿足動力參數(shù)和運動參數(shù)的要求，還要盡量設計出結構簡單、工藝性好、工作平穩(wěn)的傳動系統(tǒng)。天水星火機床有限責任公司生產(chǎn)的 CW61100E 型臥式車床是國內該系列的代表性產(chǎn)品，其結構和功能都已經(jīng)比較完善。但是隨著科學技術的迅猛發(fā)展，產(chǎn)品在某些功能方面已經(jīng)不能適應市場的需求，因此對其進行改進勢在必行。11.2 國內外相關研究情況國內外相關研究情況1.2.1 國內外數(shù)控機床現(xiàn)狀：國內外數(shù)控機床現(xiàn)狀：近年來我國企業(yè)的數(shù)控機床占有率逐年上升，在大中企業(yè)已有較多的使用，在中小企業(yè)甚至個體企業(yè)中也普遍開始使用。在這些數(shù)控機床中，除少量機床以 FMS 模式集成使用外，大都處于單機運行狀態(tài)，并且相當部分處于使用效率不高，管理方式落后的狀態(tài)。2 與國外的數(shù)控機床相比，我國數(shù)控機床還存在以下幾方面的問題：產(chǎn)品質量、可靠性及服務等能力不強。國產(chǎn)機床在質量、交貨期和服務等方面與國外著名品牌相比存在較大的差距。在質量方面，國產(chǎn)數(shù)控系統(tǒng)的可靠性指標 MTBF 與國際先進數(shù)控系統(tǒng)相差較大。國產(chǎn)數(shù)控車床、加工中心的MTBF 與國際上先進水平也有較大差距。自主創(chuàng)新能力不足。長期以來，我國機床制造業(yè)的基礎、共性技術研究工作主要在行業(yè)性的研究院所進行。能力薄弱，技術創(chuàng)新投入不足，引進消化吸收能力差，低水平生產(chǎn)能力過剩，自主創(chuàng)新能力不高，缺乏優(yōu)秀技術人才。雖然國產(chǎn)數(shù)控機床制造商通過技術引進、海內外并購重組以及國外采購等獲得了一些先進數(shù)控技術，但缺乏對基礎共性技術的研究，忽視了自主開發(fā)能力的培育，企業(yè)的市場響應速度慢。 功能部件發(fā)展滯后。機床是由各種功能部件（主軸單元及主軸頭、滾珠絲杠副、回轉工作臺和數(shù)控伺服系統(tǒng)等）在床身、立柱等基礎機架上集裝而成的，功能部件是數(shù)控機床的重要組成部分。數(shù)控機床整體技術與數(shù)控機床功能部件的發(fā)展是相互依賴、共同發(fā)展的，所以功能部件的創(chuàng)新也深深地影響著數(shù)控機床的發(fā)展。我國數(shù)控機床功能部件已有一定規(guī)模，電主軸、主軸單元、數(shù)控系統(tǒng)等也有1專門的制造廠家，其中個別產(chǎn)品的制造水平接近國際先進水平。但整體上，我國機床功能部件發(fā)展緩慢、品種少、產(chǎn)業(yè)化程度低，精度指標和性能指標的綜合情況還不過硬。目前，滾珠絲杠、數(shù)控刀架、電主軸等功能部件僅能滿足中低檔數(shù)控機床的配套需要。衡量數(shù)控機床水平的高檔數(shù)控系統(tǒng)、高速精密電主軸、高速滾動功能部件等還依賴進口。31.2.2 數(shù)控機床發(fā)展趨勢：數(shù)控機床發(fā)展趨勢：高速、精密、復合、智能和綠色是數(shù)控機床技術發(fā)展的總趨勢。主要表現(xiàn)在：(1) 機床復合技術進一步擴展隨著數(shù)控機床技術進步，復合加工技術日趨成熟；被更多人接受，復合加工機床發(fā)展正呈現(xiàn)多樣化的態(tài)勢。 (2) 智能化技術有新突破數(shù)控機床的智能化技術有新的突破，在數(shù)控系統(tǒng)的性能上得到了較多體現(xiàn)。(3) 機器人使柔性化組合效率更高機器人與主機的柔性化組合得到廣泛應用，使得柔性線更加靈活、功能進一步擴展、柔性線進一步縮短、效率更高。(4) 精密加工技術已從原來的絲級（0.01mm）提升到目前的微米級（0.001mm） ，有些品種已達到 0.05m 左右；從這些事實技術可以看出整個機加工進入亞微米、納米級超精加工時代。(5) 功能部件性能不斷提高功能部件不斷向高速度、高精度、大功率和智能化方向發(fā)展，并取得成熟的應用。51.3 本課題研究的主要內容本課題研究的主要內容（1）針對 CW61100E 型臥式車床主傳動系統(tǒng)的要求，分析其功能和原理，設計其主傳動系統(tǒng)，并進行相應的計算和分析； （2）繪制該傳動系統(tǒng)的裝配圖和關鍵零部件圖。232 機床主要技術參數(shù)的確定機床主要技術參數(shù)的確定2.1 機床的主參數(shù)機床的主參數(shù)本次設計的車床的主參數(shù)如表 2.1 所示：表 2.1 車床主參數(shù)指標值床身最大回轉直徑1000mm最小加工工件直徑100mm頂尖間最大工件長度1500-16000mm刀架上最大回轉直徑630mm頂尖間最大工件重量6000kg2.2 主運動參數(shù)主運動參數(shù)據(jù)機床設計手冊典型加工條件，當工件直徑為 8001000mm 時，極限切削速度取 200m/s。最小切削速度 按典型加工的兩種情況取不同的數(shù)值: 高速鋼車刀精車絲杠smV/5 . 1min 高速鋼車刀低速車削盤類零件，smV/8min主軸轉速確定:由以上典型加工條件, 確定本機床主要加工直徑范圍為 100600mm。主軸轉速與切削速度的關系可用公式（2.1）: minmaxmax1000dVn, maxminmin1000dVn （2.1）其中maxn 主軸最高轉速，r/min; minn 主軸最低轉速，r/min4式中的mind 或maxd，不是該機床可能加工的最小或最大直徑，而是機床全部工藝范圍內可以用最大切削速度來加工時的最小工件直徑和用最小切削速度來加工時的最大工件直徑, 這樣才能得出合理的極限轉速值。 min/6401002001000maxrn 取max640 / minnr主軸最低轉速：情況 min/8 . 41005 . 11000minrn min/2 . 460081000minrn取 min/2 . 4minrn主軸的轉速范圍為 4-640r/min,變速范圍160minmaxnnRn，符合普通車床 Rn 為 40200 的變速范圍, 且 Rn 值較大, 表明本機床有良好的加工工藝性能。2.32.3 切削力的計算切削力的計算由于切削過程的復雜性，并且影響它的因素又多，因此目前尚未導出簡便計算進給力xF、徑向力yF、切削力zF的理論公式，一般都是通過大量實驗，由測力儀得到切削力后進行數(shù)據(jù)處理，建立經(jīng)驗公式。在建立經(jīng)驗公式時，大多數(shù)都是將背吃刀量、進給量及切削速度這三個主要因素作為可變因素，而其它影響因素則用修正系數(shù)間接計算，從而得出xF、yF、zF三個分力。經(jīng)計算：zF=586.3kgf據(jù)手冊，xF=0.350.5zF，取xF=0.43zF yF =0.350.5zF，取yF =0.43zF則xF=252kgf； yF =252kgf總切削NkgfFFFFzyx8 .106975 .1090機床切削總功率: KWFVPc7 .18)100060/(1058 .106971000/按上面所列式求得切削功率后, 還需考慮機床的傳動效率, 機床的電機功率5為PZPc/m, 式中m 為機床的傳動效率, 一般取為0.750.85, 取0.85 計算, 計算得KWPz2285. 07 .18。查機械設計課程設計指導書P178 可得，選擇電動機型號為 Y180L-4，滿載時，其轉速為 1470r/min。63 主運動參數(shù)的擬定主運動參數(shù)的擬定3.1 主運動調速范圍的確定、計算各軸計算轉速、功率和轉矩主運動調速范圍的確定、計算各軸計算轉速、功率和轉矩主運動調速范圍的確定：數(shù)控車床主軸轉速范圍 4640r/min則數(shù)控車床總變速范圍 maxmin160nnRn估算主軸的計算轉速，由于采用的是無級調速，所以采用以下的公式(3.1)： (3.1) 0.30.3maxminmin640nn()4)20r / min4nn計（因為數(shù)控機床主軸的變速范圍大于計算轉速的實際值同時為了便于計算故?。簄20r / min計主軸的恒功率變速范圍max6403220npnRn計電機的恒功率變速范圍d2880R21440p由于 RnpRdp，電動機直接驅動主軸不能滿足恒功率變速要求，因此需要串聯(lián)一個有級變速箱，以滿足主軸的恒功率調速范圍。取，則對于數(shù)控車床，為了加工端面時滿足恒6fdpR77. 1lgRglZnpf線速度切削的要求，應使轉速有一些重復，故取 Z=4故前面?zhèn)鲃颖确峙淇扇?。?Z=4, ，計算出變速齒輪箱公比，則變 4d1a,zfpzfpRR25 . 2ff，取速箱有四種傳動比： ；1/81. 21/21/41. 1 ；2/41. 12/11/41. 1 ；81. 2/12/141. 1/1 ；41. 1/21/241. 1/1由主軸功率特性圖中可以看出，當主軸在 64040r/min 的轉速范圍內，功率段7abcde 恒功率輸出，可以實現(xiàn)恒功率不停車無級調速，故此車床用于加工盤類零件時，可以恒線速度切削，嚴格保證加工質量，但以上設計沒有考慮系統(tǒng)內傳動元件造成的功率損失。3.2 主電動機的選擇主電動機的選擇根據(jù)前面的切削計算，選擇 22KW 的 Y180L-4 型三相異步電動機，電機的主要技術指標如下：圖 3.1 Y180L-4 型三相異步電動機 產(chǎn)品型號：Y180L-4 型Y180L-4 型三相異步電動機使用條件：環(huán)境溫度：-1540海拔：不超過 1000m額定電壓：380V，可選 220-760V 之間任何電壓值額定頻率：50Hz、60Hz防護等級：IP44、IP54、IP55絕緣等級：B 級、F 級、H 級冷卻方式：ICO141工作方式：S1 連接方式：3KW 及以下 Y 接法、4KW 及以上為接法Y180L-4 型三相異步電動機特點Y180L-4 型三相異步電動機功率：11KW 電壓：380V 電流：21.8A 絕緣：B 噪音：87 dB(A) 轉速 2900 r/min 是全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機，8是全國統(tǒng)一設計的基本系列，它同時是符合 JB/T9616-1999 和 IEC34-1 標準的有關規(guī)定， 具有國際互換的特點。 Y180L-4 型三相異步電動機廣泛適用于不含易燃、易爆或腐蝕性氣體的一般場合和無特殊要求的機械設備上，如金屬切削機床、泵、風機、運輸機械、攪拌機、農(nóng)業(yè)機械和食品機械等。94 運動設計運動設計4.1 主變速方案擬定主變速方案擬定擬定變速方案，包括變速型式的選擇以及開停、換向、制動、操縱等整個變速系統(tǒng)的確定。變速型式則指變速和變速的元件、機構以及組成、安排不同特點的變速型式、變速類型。變速方案和型式與結構的復雜程度密切相關，和工作性能也有關系。因此，確定變速方案和型式，要從結構、工藝、性能及經(jīng)濟等多方面統(tǒng)一考慮。變速方案有多種，變速型式更是眾多，比如：變速型式上有集中變速，分離變速；擴大變速范圍可用增加變速組數(shù)，也可采用背輪結構、分支變速等型式；變速箱上既可用多速電機，也可用交換齒輪、滑移齒輪、公用齒輪等。顯然，可能的方案有很多，優(yōu)化的方案也因條件而異。此次設計中，我們采用集中變速型式的主軸變速箱。4.2 變速結構式、結構網(wǎng)的選擇變速結構式、結構網(wǎng)的選擇結構式、結構網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的變速不失為有用的方法，但對于分析復雜的變速并想由此導出實際的方案，就并非十分有效。4.2.1 確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目確定變速組及各變速組中變速副的數(shù)目數(shù)為 Z 的變速系統(tǒng)由若干個順序的變速組組成，各變速組分別有、Z個變速副。即 Z321ZZZZ 取 Z=4, ，計算出變速齒輪箱公比， 4d1a,zfpzfpRR25 . 2ff，取則變速箱有四種傳動比： ；1/81. 21/21/41. 1 ；2/41. 12/11/41. 1 ；81. 2/12/141. 1/1 ；41. 1/21/241. 1/1由圖 4.1 主軸功率特性圖中可以看出，當主軸在 64040r/min 的轉速范圍內，功率段 abcde 恒功率輸出，可以實現(xiàn)恒功率不停車無級調速，故此車床用于加工盤類零件時，可以恒線速度切削，嚴格保證加工質量，但以上設計沒有考慮系統(tǒng)內傳動元件造成的功率損失。104.2.2 結構網(wǎng)的擬定結構網(wǎng)的擬定根據(jù)中間變速軸變速范圍小的原則選擇結構網(wǎng)。從而確定結構網(wǎng)如圖 4.1所示：圖 4.1 主軸功率特性圖4.2.3 結構式的擬定結構式的擬定主軸的變速范圍應等于住變速傳動系中各個變速組變速范圍的乘積，即： （4.1）inRRRRR210檢查變速組的變速范圍是否超過極限值時，只需檢查最后一個擴大組。因為其他變速組的變速范圍都比最后擴大組的小，只要最后擴大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組就不會超過極限值。 （4.2）1222PXR4.2.4 結構式的擬定結構式的擬定繪制轉速圖，如圖 4.2 所示(1) 選擇 Y180L-4 型 Y 系列籠式三相異步電動機。(2) 分配總降速變速比11圖 4.2 轉速圖4.2.5 確定各變速組變速副齒數(shù)確定各變速組變速副齒數(shù)齒輪齒數(shù)的確定，當各變速組的傳動比確定以后，可確定齒輪齒數(shù)。對于定比傳動的齒輪齒數(shù)可依據(jù)機械設計手冊推薦的方法確定。對于變速組內齒輪的齒數(shù)，如傳動比是標準公比的整數(shù)次方時，變速組內每對齒輪的齒數(shù)和及zS小齒輪的齒數(shù)可以從1表 3-9 中選取。一般在主傳動中，最小齒數(shù)應大于1820。采用三聯(lián)滑移齒輪時，應檢查滑移齒輪之間的齒數(shù)關系：三聯(lián)滑移齒輪的最大齒輪之間的齒數(shù)差應大于或等于 4，以保證滑移是齒輪外圓不相碰。根據(jù)1,查表 3-9 各種常用變速比的使用齒數(shù)。94P125 傳動件的設計傳動件的設計5.1 帶傳動設計帶傳動設計輸出功率 P=22kW,轉速 n1=1470r/min,n2=900r/min計算設計功率 Pd edAdPKP （5.1）根據(jù) V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時） ，查機械設計如下表 5.1所示，取 KA1.1。即1.1 2224.2kWdAedPK PkW表 5.1 工作情況系數(shù)AK原動機類類一天工作時間/h工作機16載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（） ；7.5kW離心式壓縮機；輕型運輸機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（） ；發(fā)電7.5kW機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等） ；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.31.41.51.51.61.8135.2 選擇帶型選擇帶型根據(jù)設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1，從圖 5.1 選取普通 V 帶的帶型。圖 5.1 普通 V 帶選型圖根據(jù)算出的 Pd24.2kW 及小帶輪轉速 n11470r/min ，查圖得：dd=80100可知應選取 A 型 V 帶。5.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速確定帶輪的基準直徑并驗證帶速小帶輪基準直徑為 80100mm，參考表 5.2 確定小帶輪的基準直徑，則取 dd1=100mm ddmin=75 mm表 5.2 V 帶帶輪最小基準直徑mindd槽型YZABCDEmindd20507512520035550021211470=1.63333,=100 1.63333=163.3mm900ddddidd所以 查表得=160mm2dd誤差驗算傳動比：（為彈性滑動21160=1.63265(1)100 (12%)dddid誤率）14誤差 符合要求111.63265 1.6333100%100%1.58%5%1.63333iiii誤 帶速 1100 1470v=7.43/60 100060 1000dd nm s滿足 5m/sv300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪?？傊л嗊x H 型孔板式結構，大帶輪選擇 E 型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。5.7 確定帶的張緊裝置確定帶的張緊裝置選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。5.8 計算壓軸力計算壓軸力由機械設計P303 表 1312 查得，A 型帶的初拉力 F0130.59N，已得到 a1=153.36d，z=6，則1a153.72sin=2 6 130.59 sinN=1526N22ooFzF 對帶輪的主要要求是質量小且分布均勻、工藝性好、與帶接觸的工作表面加工精度要高，以減少帶的磨損。轉速高時要進行動平衡，對于鑄造和焊接帶輪的內應力要小, 帶輪由輪緣、腹板（輪輻）和輪轂三部分組成。帶輪的外圈環(huán)形部分稱為輪緣，輪緣是帶輪的工作部分，用以安裝傳動帶，制有梯形輪槽。由于普通 V 帶兩側面間的夾角是 40，為了適應 V 帶在帶輪上彎曲時截面變形而使楔角減小，故規(guī)定普通 V 帶輪槽角 為 32、34、36、38（按帶的型號及帶輪直徑確定） ，輪槽尺寸見表 5.3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯(lián)接部分。中間部分稱為輪幅（腹板） ，用來聯(lián)接輪緣與輪轂成一整體。16表 5.3 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575. 1-92） 槽型項目符號YZABCDE基準寬度b p5.38.511.014.019.027.032.0基準線上槽深h amin1.62.02.753.54.88.19.6基準線下槽深h fmin4.77.08.710.814.319.923.4槽間距e8 0.312 0.315 0.319 0.425.5 0.537 0.644.5 0.7第一槽對稱面至端面的距離f min67911.5162328最小輪緣厚 min55.567.5101215帶輪寬BB =( z -1) e + 2 f z 輪槽數(shù)外徑d ada=dd+2ha32 60-34- 80 118 190 315-3660- 475 60038對應的基準直徑 dd- 80 118 190 315 475 600輪 槽 角極限偏差 1 0.5V 帶輪按腹板（輪輻）結構的不同分為以下幾種型式： （1）實心帶輪：用于尺寸較小的帶輪(dd(2.53)d 時)，如圖 5.2a。（2）腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd 300mm 時)，如圖 5.2b。（3）孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪(ddd) 100 mm 時)，如圖 5.2c （4）橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd 500mm 時)，如圖 5.2d。17（a）實心帶輪 （b）腹板帶輪 （c）孔板帶輪 （d）橢圓輪輻帶輪圖 5.2 帶輪結構類型 根據(jù)設計結果，可以得出結論：小帶輪選擇實心帶輪，如圖（a）,大帶輪選擇腹板帶輪如圖（b）5.9 各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核各變速組齒輪模數(shù)的確定和校核5.9.1 齒輪模數(shù)的確定齒輪模數(shù)的確定齒輪模數(shù)的估算。通常同一變速組內的齒輪取相同的模數(shù)，如齒輪材料相同時，選擇負荷最重的小齒輪，根據(jù)齒面接觸疲勞強度和齒輪彎曲疲勞強度條件按5表 7-17 進行估算模數(shù)和，并按其中較大者選取相近的標準模數(shù)，HmFm為簡化工藝變速傳動系統(tǒng)內各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過 23 種模數(shù)。先計算最小齒數(shù)齒輪的模數(shù)，齒輪選用直齒圓柱齒輪及斜齒輪傳動，查4表 10-8 齒輪精度選用 7 級精度，再由4表 10-1 選擇小齒輪材料為 40C (調質)，r硬度為 280HBS：根據(jù)5表 7-17；有公式（5.5）： 齒面接觸疲勞強度： 322) 1(16020HPjmHznKPm（5.5） 齒輪彎曲疲勞強度： 3430FPjmFznKPm（5.6） a 變速組：分別計算各齒輪模數(shù)，先計算最小齒數(shù) 28 的齒輪。 齒面接觸疲勞強度：322) 1(16020HPjmHznKPm18其中: -公比 ； = 2； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.96 7.5=7.2KW； -齒寬系數(shù)=；mm105mb -齒輪許允接觸應力，由5圖 7-6 按 MQHPlim9 . 0HHPlimH線查取; -計算齒輪計算轉速;jnK-載荷系數(shù)取 1.2。=650MPa，limHMPaMPaHP5859 . 0650mmmH14. 3800585228832 . 72 . 1160203221根據(jù)6表 10-4 將齒輪模數(shù)圓整為 4mm 。 齒輪彎曲疲勞強度：3430FPjmFznKPm其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.96 7.5=7.2KW； -齒寬系數(shù)=；mm105mb-齒輪許允齒根應力，由5圖 7-11 按 MQ 線查取FPlim4 . 1FFPlimF-計算齒輪計算轉速; jnK-載荷系數(shù)取 1.2。，MPaF300limMPaMPaFP4204 . 1300mmmF1 . 24202880082 . 72 . 143031根據(jù)6表 10-4 將齒輪模數(shù)圓整為 2.5mm 。所以11FHmmmmm41于是變速組 a 的齒輪模數(shù)取 m = 4mm，b = 32mm。軸上主動輪齒輪的直徑： 。；mmdmmdaa14035411228421軸上三聯(lián)從動輪齒輪的直徑分別為： ；mmdmmdaa19649422456421 b 變速組：確定軸上另兩聯(lián)齒輪的模數(shù)，先計算最小齒數(shù) 18 的齒輪。19 齒面接觸疲勞強度：322) 1(16020HPjmHznKPm其中: -公比 ； =4； P-齒輪傳遞的名義功率；P = 0.922 7.5=6.915KW； -齒寬系數(shù)=；mm105mb -齒輪許允接觸應力，由5圖 7-6 按 MQHPlim9 . 0HHPlimH線查取;-計算齒輪計算轉速;jnK-載荷系數(shù)取 1.2。=650MPa，limHMPaMPaHP5859 . 0650mmmH24. 540058521883915. 62 . 1160203222根據(jù)6表 10-4 將齒輪模數(shù)圓整為 5mm 。 齒輪彎曲疲勞強度：3430FPjmFznKPm其中: P-齒輪傳遞的名義功率；P =0.922 7.5=6.915KW；-齒寬系數(shù)=；mm105mb-齒輪許允齒根應力，查??；FPlim4 . 1FFP-計算齒輪計算轉速; jnK-載荷系數(shù)取 1.2。，MPaF300limMPaMPaFP4204 . 1300mmmF01. 3420184008915. 62 . 143032 c 變速組：齒頂圓直徑 ； mhzdaa)2+(=*1（5.7）齒根圓直徑； mchzdaf)22(1（5.8）分度圓直徑 ； mzd =20（5.9）齒頂高 ； mhhaa*=（5.10）齒根高 ； mchhaf)+(=*（5.11）齒輪的具體值見表 5.4：表 5.4 齒輪尺寸表 mm齒輪齒數(shù)Z模數(shù)nmm分度圓直徑 d齒頂圓直徑ad齒根圓直徑fd齒頂高ah齒根高fh12048088704525142042121944534241681761584543041201281104553041201281104564241681761584575242082161984582641041129445926410411294451052420821619845112248896784512694276284266455.9.2 齒寬的確定齒寬的確定 由公式得：)105(mmmb21軸主動輪齒輪；mmb3248一般一對嚙合齒輪，為了防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設計上，應主動輪比從動輪齒寬大（510mm） 。5.9.3 齒輪結構的設計齒輪結構的設計通過齒輪傳動強度的計算，只能確定出齒輪的主要尺寸，如齒數(shù)、模數(shù)、齒寬、螺旋角、分度圓直徑等，而齒圈、輪輻、輪轂等的結構形式及尺寸大小，通常都由結構設計而定。當齒頂圓直徑時，可以做成實心式結構的mmda160齒輪。當時，可做成腹板式結構，再考慮到加工問題，現(xiàn)160500ammdmm決定把齒輪 6、7 和 10 做成腹板式結構。其余做成實心結構。根據(jù)4圖 10-39（a）齒輪 6、7 和 10 結構尺寸計算如下：齒輪 6 結構尺寸計算，；mmmdDna310512370)1410(0；mmD424；mmDmmDD68,2 .67426 . 16 . 1343?。籱mDmmDDD74,6 .72)68310(3 . 0)(35. 025. 0(2302?。?190,18926831021301mmDmmDDD，C 取 12cm。mmBC6 .12423 . 0)3 . 02 . 0(齒輪 7 結構尺寸計算;；;324;82.32351282.383)1410(00mmDmmmdDna；mmD424；mmDmmDD68,2 .67426 . 16 . 1343??；mmDmmDDD80,8 .76)68324(3 . 0)(35. 025. 0(2302??；,1962683242301mmDDD，C 取 12cm。mmBC6 .12423 . 0)3 . 02 . 0(齒輪 10 結構尺寸計算，mmDmmmdDna40044.39651244.456)1410(00取，；mmD110422,1761106 . 16 . 143mmDD；mmDmmDDD682 .67)176400(3 . 0)(35. 025. 0(2302取，；mmDmmDDD288,288217640021301取，C 取 14cm。mmBC6 .12423 . 0)3 . 02 . 0(5.10 傳動軸的直徑估算傳動軸的直徑估算傳動軸除應滿足強度要求外，還應滿足剛度的要求，強度要求保證軸在反復載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機床主傳動系統(tǒng)精度要求較高，不允許有較大變形。因此疲勞強度一般不失是主要矛盾，除了載荷很大的情況外，可以不必驗算軸的強度。剛度要求保證軸在載荷下不至發(fā)生過大的變形。因此，必須保證傳動軸有足夠的剛度。5.10.1 確定各軸轉速確定各軸轉速 確定主軸計算轉速：計算轉速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉速。各jn傳動件的計算轉速可以從轉速圖上，按主軸的計算轉速和相應的傳動關系確定。根據(jù)1表 3-10，主軸的計算轉速為 (5.12)0.30.3maxminmin640nn()4)20r / min4nn計（5.10.2 傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑傳動軸直徑的估算：確定各軸最小直徑根據(jù)5公式（5.13） ，并查5表 7-13 得到取 1. mmnPdj491 軸的直徑：取min/800,96. 011rnj 442222 0.96919128.03800 1jdmmn 軸的直徑：取min/400,922. 099. 099. 098. 0212rnj 442222 0.922919133.61400 1jdmmn 軸的直徑：取min/100,89. 099. 098. 0323rnj23 442222 0.89919146.25100 1jdmmn其中：P-電動機額定功率（kW） ；-從電機到該傳動軸之間傳動件的傳動效率的乘積；-該傳動軸的計算轉速（） ；jnminr-傳動軸允許的扭轉角（） 。 mo當軸上有鍵槽時，d 值應相應增大 45%;當軸為花鍵軸時，可將估算的 d值減小 7%為花鍵軸的小徑;空心軸時，d 需乘以計算系數(shù) b，b 值見5表 7-12。和為由鍵槽并且軸為空心軸，和為花鍵軸。根據(jù)以上原則各軸的直徑取值：，和在后文給定， 軸采用光軸，軸和軸mmd30dd因為要安裝滑移齒輪所以都采用花鍵軸。因為矩形花鍵定心精度高，定心穩(wěn)定性好，能用磨削的方法消除熱處理變形，定心直徑尺寸公差和位置公差都能獲得較高的精度，故我采用矩形花鍵連接。按規(guī)定，矩形花鍵的19871144TGB定心方式為小徑定心。查15表 5-3-30 的矩形花鍵的基本尺寸系列，軸花鍵軸的規(guī)格；軸花鍵軸的規(guī)格742368為BDdN。848428為BDdN5.10.3 鍵的選擇鍵的選擇查4表 6-1 選擇軸 上的鍵，根據(jù)軸的直徑，鍵的尺寸選擇3022d，鍵的長度 L 取 30。主軸處鍵的選擇同上，鍵的尺寸為78取鍵高鍵寬hb，鍵的長度 L 取 38。1220取鍵高鍵寬hb5.11 傳動軸的校核傳動軸的校核需要驗算傳動軸薄弱環(huán)節(jié)處的傾角荷撓度。驗算傾角時，若支撐類型相同則只需驗算支反力最大支撐處傾角；當此傾角小于安裝齒輪處規(guī)定的許用值時，則齒輪處傾角不必驗算。驗算撓度時，要求驗算受力最大的齒輪處，但通?？沈炈銈鲃虞S中點處撓度（誤差%3）.當軸的各段直徑相差不大，計算精度要求不高時，可看做等直徑，采用平均直徑進行計算，計算花鍵軸傳動軸一般只驗算彎曲剛度，花鍵軸還應進行1d鍵側擠壓驗算。彎曲剛度驗算；的剛度時可采用平均直徑或當量直徑。一1d2d般將軸化為集中載荷下的簡支梁，其撓度和傾角計算公式見5表 7-15.分別求出各載荷作用下所產(chǎn)生的撓度和傾角，然后疊加，注意方向符號，在同一平面上進行代數(shù)疊加，不在同一平面上進行向量疊加。245.11.1 傳動軸的校核傳動軸的校核 軸的校核：通過受力分析，在一軸的三對嚙合齒輪副中，中間的兩對齒輪對軸中點處的撓度影響最大，所以，選擇中間齒輪嚙合來進行校核NdTFmNnPTr7 .1535)10112/(862/286800/96. 05 . 71055. 9/1055. 9366最大撓度： mmEIblbF34349432222max1068.110106430102104810426446434267 .15354843（5.14）;6 .39740643014. 364;101 . 24449mmdIIMPaEE軸的；材料彈性模量；式中；查1表 3-12 許用撓度； mmy12. 0403. 0。 所以合格,yYB 軸、軸的校核同上。5.11.2 鍵的校核鍵的校核鍵和軸的材料都是鋼，由4表 6-2 查的許用擠壓應力,MPap120100取其中間值，。鍵的工作長度，MPap110mmmmmmbLl22830鍵與輪榖鍵槽的接觸高度。由4式（5.15）可得mmmmhk5 . 375 . 05 . 0 MPaMPaMPakldTpp1103 .10230165 . 31086210233（5.15）式中：；表鍵，弱材料的許用擠壓應力鍵、軸、輪轂三者中最；鍵的直徑，；為鍵的寬度，為鍵的公稱長度，圓頭平鍵鍵的工作長度，為鍵的高度此處度鍵與輪轂鍵槽的接觸高傳遞的轉矩264,5 . 0,;,pMPammdmmbmmLbLlmmlmmhhkkmNT25可見連接的擠壓強度足夠了，鍵的標記為：20031096810TGB鍵5.12 摩擦離合器的選擇和計算摩擦離合器的選擇和計算片式摩擦離合器目前在機床中應用廣泛，因為它可以在運轉中接通或脫開，具有結合平穩(wěn)、沒有沖擊、結構緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標準化，多用于機床主傳動。按扭矩選擇，即： 根據(jù)15和14表 6-3-20， 計算轉矩，tcTT22 0.9695500.96 0.9880.86640tTN m查15表 6-3-21 得4 . 1mNTc2 .1134 . 186.80 摩擦盤工作面的平均直徑PDmmdDDDP81273)45 . 2()(2121式中 d 為軸的直徑。 摩擦盤工作面的外直徑1DmmDDP25.1018125. 125. 11 摩擦盤工作面的內直徑2DmmDdP75.608175. 075. 02 摩擦盤寬度 bmmDDb25.20275.6025.101221 摩擦面對數(shù) m，查15表 6-3-17，摩擦副材料為淬火鋼，對偶材料為淬火鋼，摩擦因數(shù)取 0.08，許用壓強取，許用溫度0.5mm,可避免滲氮層穿透剝落。6.6.3 主軸軸承主軸軸承1）軸承類型選擇主軸前軸承有兩種常用的類型：雙列短圓柱滾子軸承。承載能力大，可同時承受徑向力和軸向力，結構比較簡單，但允許的極限轉速低一些。與雙列短圓柱滾子軸承配套使用承受軸向力的軸承有三種：600角雙向推力向心球軸承。是一種新型軸承，在近年生產(chǎn)的機床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉速高的特點。外徑比同規(guī)格的雙列圓柱滾子軸承小一些。在使用中，這種軸承不承受徑向力。推力球軸承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉速低，容易發(fā)熱。向心推力球軸承。允許的極限轉速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機床。2）軸承的配置大多數(shù)機床主軸采用兩個支撐，結構簡單，制造方便，但為了提高主軸剛度也有用三個支撐的了。三支撐結構要求箱體上三支撐孔具有良好的同心度，否則溫升和空載功率增大，效果不一定好。三孔同心在工藝上難度較大，可以用兩個支撐的主要支撐，第三個為輔助支撐。輔助支撐軸承（中間支撐或后支撐）保持比較大的游隙（約 0.030.07） ，只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲mm變形時，輔助支撐軸承才起作用。軸承配置時，除選擇軸承的類型不同外，推力軸承的布置是主要差別。推力軸承布置在前軸承、后軸承還是分別布置在前、后軸承，影響著溫升后軸的伸長方向以及結構的負責程度，應根據(jù)機床的實際要求確定。在配置軸承時，應注意以下幾點： 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力。 兩個方向的軸向力應分別有相應的軸承承受。 徑向力和兩個方向的軸向力都應傳遞到箱體上，即負荷都由機床支撐件承受。3）軸承的精度和配合主軸軸承精度要求比一般傳動軸高。前軸承的誤差對主軸前端的影響最大，所以前軸承的精度一般比后軸承選擇高一級。48普通精度級機床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇CDDE軸承的精度時，既要考慮機床精度要求，也要考慮經(jīng)濟性。軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采用過渡配合。另外軸承的內外環(huán)都是薄壁件，軸和孔德形狀誤差都會反映到軸承滾道上去。如果配合精度選的太低，會降低軸承的回轉精度，所以軸和孔的精度應與軸承精度相匹配。1）軸承間隙的調整為了提高主軸的回轉精度和剛度，主軸軸承的間隙應能調整。把軸承調到合適的負間隙，形成一定的預負載，回轉精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預負載使軸承內產(chǎn)生接觸變形，過大的預負載對提高剛度沒有明顯的小果，而磨損發(fā)熱量和噪聲都會增大，軸承壽命將因此而降低。軸承間隙的調整量，應該能方便而且能準確地控制，但調整機構的結構不能太復雜。雙列短圓柱滾子軸承內圈相對外圈可以移動，當內圈向大端軸向移動時，由于 1：12 的內錐孔，內圈將脹大消除間隙。其他軸承調整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調整落幕的端面與螺紋中心線的垂直度，隔套兩個端面的平行度都由較高要求，否則，調整時可能將軸承壓偏而破壞精度。隔套越長，誤差的影響越小。螺母端面對螺紋中心線垂直度、軸上和孔上套簡兩端平行度等均有嚴格的精度要求。6.6.4 主軸與齒輪的連接主軸與齒輪的連接 齒輪與主軸的連接可以用花鍵或者平鍵；軸做成圓柱體，或者錐面（錐度一般取 1：15 左右） 。錐面配合對中性好，但加工較難。平鍵一般用一個或者兩個（相隔 180 度布置） ，兩國特鍵不但平衡較好，而且平鍵高度較低，避免因齒輪鍵槽太深導致小齒輪輪轂厚度不夠的問題。6.6.5 潤滑與密封潤滑與密封 主軸轉速高，必須保證充分潤滑，一般常用單獨的油管將油引到軸承處。 主軸是兩端外伸的軸，防止漏油更為重要而困難。防漏的措施有兩種： 1）堵加密封裝置防止油外流。 主軸轉速高，多采用非接觸式的密封裝置，形式很多，一種軸與軸承蓋之間留 0.10.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝困難） 。還有一種mm是在軸承蓋的孔內開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或 形） ，效果比上一種好v些。在軸上增開了溝槽（矩形或鋸齒形） ，效果又比前兩種好。 在有大量切屑、灰塵和冷卻液的環(huán)境中工作時，可采用曲路密封，曲路可做成軸向或徑向。徑向式的軸承蓋要做成剖分式，較為復雜。49 2）疏導在適當?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱?.6.6 其他問題其他問題 主軸上齒輪應盡可能靠近前軸承，大齒輪更應靠前，這樣可以減小主軸的扭轉變形。 當后支承采用推力軸承時，推力軸承承受著前向后的軸向力，推力軸承緊靠在孔的內端面，所以，內端面需要加工，端面和孔有較高的垂直度要求，否則將影響主軸的回轉精度。支承孔如果直接開在箱體上，內端面加工有一定難度。為此，可以加一個杯形套孔解決，套孔單獨在車床上加工，保證高的端面與孔德垂直度。 主軸的直徑主要取決于主軸需要的剛度、結構等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣，對剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質中碳鋼即可。精度較高的機床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬Cr40火，硬度為 HRC5055。其他部分處理后，調整硬度為 HBS220250。507 結論和展望結論和展望7.1 本文工作本文工作結論結論機床產(chǎn)品設計是設計人員根據(jù)市場，社會和人們對機床的需要所進行的構思，計算，試驗，選擇方案，確定尺寸，繪制圖紙以及編制技術文件等一系列創(chuàng)造性活動的總稱，是機床產(chǎn)品實現(xiàn)的必要前提，是產(chǎn)品開發(fā)過程中至關重要的環(huán)節(jié)。機床產(chǎn)品設計的好壞，直接影響其成本，質量，研制周期及市場的競爭能力。本文的設計主要是從車床主傳動的角度入手，使設計產(chǎn)品在給定的數(shù)值要求下達到最合理的經(jīng)濟和性能。如今，畢業(yè)設計任務圓滿完成了，雖然設計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，甚至是害怕與退縮，盡管“雄關漫道真如鐵”，但是在我“而今邁步從頭越”，再加上老師的悉心指導，我終于順利地完成了這次設計任務。我們專業(yè)課已經(jīng)學過車床相關的知識，尤其是機械制造裝備設計這顆中詳盡的講述了機床主傳動系的設計，并且在大二的時候我們還做過二級減速器的課程設計，所以剛開始我對自己的課題滿腹信心，但是當我仔細的審題后發(fā)現(xiàn)，并不是我想象的那么容易。一開始的主電動機的選擇就讓我吃盡了苦頭，本來想直接參照 CA6140 車床的電動機型號，但是資料上并沒有給出 CA6140車床主電動機選用 Y-132M-4 的理由，所以我并沒有隨意參照選用。而是查閱了相關金屬切削用量的相關資料，在車床最大切削用量的情況下（最大輸出功率）選用了 Y180L-4 電動機。本次的設計是在反復的修改中完成的，鞏固和深化了課堂理論教學的內容，鍛煉和培養(yǎng)了我綜合運用所學過的知識和理論的能力，是我獨立分析、解決問題的能力得到了強化. 在設計當中，我也遇到了一些問題,除了上述的以外比如在有些設計部分并沒有完全嚴格計算，參考的一些普遍車床的數(shù)據(jù)在保證安全可靠的基礎上做到了盡量滿足工藝要求。在此過程中不斷地發(fā)現(xiàn)問題和解決問題，使我加深了對大學所學課程理解、綜合應用并得到進一步的鞏固，設計過程培養(yǎng)了我認真細心的態(tài)度，這對以后的學習和工作都有積極的意義，也會是我大學積累的一筆非常寶貴的財富。7.2 課題展望課題展望一個國家的金屬切削機（機床）的擁有量，產(chǎn)量，品種和質量如何，是衡量其工業(yè)水平的標志之一，因此機床工業(yè)在國民經(jīng)濟中占據(jù)這重要地位。51我國機床工業(yè)的任務是將其推進到真正能成為機械工業(yè)“總工程師”的地位，達到能提供適用、先進、配套成龍的加工技術與加工裝備的新高度，改變那種一般機床產(chǎn)品水平重復現(xiàn)象。是整個行業(yè)的經(jīng)營決策逐步轉移到以機械加工社會效益為重點，以適應進步的市場需求為軸心，參與國際市場競爭，分層次的利用世界機床工業(yè)技術進步的外界條件，調整產(chǎn)業(yè)結構、完善行業(yè)體制，形成自我改造、自我發(fā)展的良性循環(huán)，提高管理水平，開拓一個以堅持社會主義有計劃的商品經(jīng)濟為特征，同時有具備國際現(xiàn)代技術水平的機床工業(yè)新局面。52參考文獻參考文獻1 馮辛安主編.機械制造裝備設計.第 2 版M.大連理工大學.北京:機械工業(yè)出版社,2007.12-962 黃如林主編.切削加工簡明實用手冊M.北京:化學工業(yè)出社,2004.(7):55-793 吳宗澤主編.機械設計課程設計手冊M.第三版.清華大學.北京：高等教育出版社,2006.12-2084 濮良貴主編. 機械設計M.第八版.北京：高等教育出版社,2007.23-3105 機床設計手冊M.北京:機械工業(yè)出版社,1982.(5):12-456 范思沖主編.畫法幾何及機械制圖M.東南大學.北京：機械工業(yè)出版社,2005.7-1057 鄭文緯,吳克堅主編.機械原理.第七版M.東南大學機械學學科組.北京：高等教育出版社,2006.15-798 減速器實用技術手冊編輯委員會編.減速器實用技術手冊M.北京:機械工業(yè)出版社,1992.43-1219 戴曙主編.金屬切削機床M.北京:機械工業(yè)出版社, 2005.1-9510 機床設計手冊編寫組主編.機床設計手冊M.北京:機械工業(yè)出版社, 1980.8-7911 華東紡織工學院,哈爾濱工業(yè)大學,天津大學主編.上海:上海科學技術出版社, 1979.61-12512 哈爾濱工業(yè)大學理論力學教研室編.理論力學（ ）第六版M.北京：高等教育出版社,2006.12 13 劉鴻文主編.材料力學( ) 第四版M.北京：高等教育出版社,2006.11-8914 機械設計手冊編委會主編.機械設計手冊.單行本聯(lián)軸器、離合器與制動器M.北京:機械工業(yè)出版社,2007.2-15615 成大先主編.機械設計手冊.第四版（第二卷）M.北京：化學工業(yè)出版社,2003.(9):24-8916 曹金榜等主編.機床主軸變速箱設計指導M.北京：機械工業(yè)出版社,1995.36-12517 李洪主編.機械制造工藝金屬切削機床設計指導M.沈陽：東北工學院出版社,1996.25-5918 陳易新編.金屬切削機床課程設計指導書M.北京：機械工業(yè)出版社，1993.47-7919 翁世修等編.