最大回轉(zhuǎn)直徑為400mm機(jī)床主軸變速箱設(shè)計【P=5.5KW轉(zhuǎn)速范圍106-1320公比1.26】

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1、 課 程 設(shè) 計 設(shè)計題目： 機(jī)床主軸變速箱設(shè)計 系 別 班級 學(xué)生姓名 學(xué)號 指導(dǎo)教師 職稱 起止日期： 年 7月4日起——至 年7月15日止 機(jī)床主軸變速箱設(shè)計課程設(shè)計成績評定表 系（部）： 機(jī)械學(xué)院 班級： 學(xué)生姓名： 指 導(dǎo) 教 師 評 審 意 見 評價

2、 內(nèi)容 具 體 要 求 權(quán)重 評 分 加權(quán)分 調(diào)研 論證 能獨立查閱文獻(xiàn),收集資料；能制定課程設(shè)計方案和日程安排。 0.1 5 4 3 2 工作能力 態(tài)度 工作態(tài)度認(rèn)真，遵守紀(jì)律，出勤情況是否良好，能夠獨立完成設(shè)計工作， 0.2 5 4 3 2 工作量 按期圓滿完成規(guī)定的設(shè)計任務(wù)，工作量飽滿，難度適宜。 0.2 5 4 3 2 說明書的質(zhì)量 說明書立論正確，論述充分，結(jié)論嚴(yán)謹(jǐn)合理，文字通順，技術(shù)用語準(zhǔn)確，符號統(tǒng)一，編號齊全，圖表完備，書寫工整規(guī)范。 0.5 5 4 3 2 指導(dǎo)教師評

3、審成績 （加權(quán)分合計乘以12） 分 加權(quán)分合計 指 導(dǎo) 教 師 簽 名： 年 月 日 評 閱 教 師 評 審 意 見 評價 內(nèi)容 具 體 要 求 權(quán)重 評 分 加權(quán)分 查閱 文獻(xiàn) 查閱文獻(xiàn)有一定廣泛性；有綜合歸納資料的能力 0.2 5 4 3 2 工作量 工作量飽滿，難度適中。 0.5 5 4 3 2 說明書的質(zhì)量 說明書立論正確，論述充分，結(jié)論嚴(yán)謹(jǐn)合理，文字通順，技術(shù)用語準(zhǔn)確，符號統(tǒng)一，編號齊全，圖表完備，書寫工整規(guī)范。 0.3 5 4 3 2 評閱教師評審成

4、績 （加權(quán)分合計乘以8） 分 加權(quán)分合計 評 閱 教 師 簽 名： 年 月 日 課 程 設(shè) 計 總 評 成 績 分 專業(yè)設(shè)計題目：機(jī)床主軸變速箱設(shè)計 設(shè)計任務(wù)書—第7組 一、題目：機(jī)床主軸變速箱設(shè)計 二、主要技術(shù)參數(shù)： 1、臥式車床，最大回轉(zhuǎn)直徑為400mm。 2、原始數(shù)據(jù)： 電動機(jī)功率 P/kw nmax （rmin-1） nmin （rmin-1） 公比 f 工件 材料 刀具 材料 5.5 1320 106 1.26 45 YT15 反轉(zhuǎn)： 三、設(shè)計內(nèi)容： 1、運動設(shè)計：根據(jù)給定的轉(zhuǎn)速范圍及公

5、比，擬定傳動方案，確定結(jié)構(gòu)形式，畫轉(zhuǎn)速圖，畫傳動系統(tǒng)圖（研究分析齒輪排列方案），計算帶輪直徑和齒輪齒數(shù)。 2、動力計算：根據(jù)電動機(jī)功率，確定各傳動件的計算轉(zhuǎn)速，對主要零件（如帶、齒輪、主軸、傳動軸、軸承等）進(jìn)行計算（初算和驗算）。 3、結(jié)構(gòu)設(shè)計：進(jìn)行傳動軸系，變速機(jī)構(gòu)，主軸組件，操縱機(jī)構(gòu)，換向和制動裝置，箱體，潤滑和密封的布置和結(jié)構(gòu)設(shè)計。 4、編寫設(shè)計計算說明書 四、應(yīng)完成的任務(wù) 本學(xué)期第15周課程設(shè)計，以設(shè)計說明書數(shù)據(jù)為依據(jù)，繪制： 2、展開圖一張（A0）——計算機(jī)CAD繪圖，主軸零件圖1張。 五、要求 1、設(shè)計計算說明書字體端正，層次分明，格式排版準(zhǔn)確。

6、 2、圖紙圖面清潔，標(biāo)注準(zhǔn)確，符合國家標(biāo)準(zhǔn)； 六、設(shè)計說明書主要內(nèi)容及裝訂順序 1、封皮 2、設(shè)計任務(wù)書； 3、成績評審意見表 4、中文摘要和關(guān)鍵詞 5、目錄（標(biāo)題及頁次）； 6、機(jī)床用途和性能（簡要）； 7、運動設(shè)計和擬定（簡要方案比較分析；畫傳動系統(tǒng)圖要規(guī)范）； 8、主要零件的估算或計算和驗算（主軸組件剛度計算）； 9、重要結(jié)構(gòu)的選擇分析； 10、設(shè)計小結(jié)； 11、參考文獻(xiàn)（列序號、作者、書名、出版社及年月）；至少6篇 目錄 1.機(jī)床用途和性能 1 2.參數(shù)的擬定 1 3.傳動設(shè)計 2 4.主要傳動件的設(shè)計計算估算 4 5. 車床傳動系

7、統(tǒng)圖的確定 13 6.片式摩擦離合器的選擇和計算 14 7.核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 15 8.主軸軸承的選擇 15 9.齒輪校驗 16 10. 主軸的設(shè)計彎曲剛度驗算 20 11.滾動軸承的驗算 27 12.潤滑與密封 27 13.其他問題 28 14、心得體會 29 15、參考文獻(xiàn) 30 1 1.機(jī)床用途和性能 機(jī)床（英文名稱：machine tool）是指制造機(jī)器的機(jī)器，亦稱工作母機(jī)或工具機(jī)，習(xí)慣上簡稱機(jī)床。一般分為金屬切削機(jī)床、鍛壓機(jī)床和木工機(jī)床等?，F(xiàn)代機(jī)械制造中加工機(jī)械零件的

8、方法很多：除切削加工外，還有鑄造、鍛造、焊接、沖壓、擠壓等，但凡屬精度要求較高和表面粗糙度要求較細(xì)的零件，一般都需在機(jī)床上用切削的方法進(jìn)行最終加工。機(jī)床在國民經(jīng)濟(jì)現(xiàn)代化的建設(shè)中起著重大作用。 車床是主要用車刀對旋轉(zhuǎn)的工件進(jìn)行車削加工的機(jī)床。在車床上還可用鉆頭、擴(kuò)孔鉆、鉸刀、絲錐、板牙和滾花工具等進(jìn)行相應(yīng)的加工。車床主要用于加工軸、盤、套和其他具有回轉(zhuǎn)表面的工件，是機(jī)械制造和修配工廠中使用最廣的一類機(jī)床。 2.參數(shù)的擬定 2.1主運動參數(shù)的確定 因為主軸變速范圍 ， 則 主軸正轉(zhuǎn)級數(shù)得z=12.45，取整的z=12 根據(jù)任務(wù)書要求得主軸反轉(zhuǎn)級數(shù) 2.2主電機(jī)功率的確定 合理

9、的確定電機(jī)功率P，使機(jī)床既能充分發(fā)揮其使用性能，滿足生產(chǎn)需要，又不致使電機(jī)經(jīng)常輕載而降低功率因素。 根據(jù)已知參數(shù)選擇電動機(jī)Y132S-4 額定功率5.5kW 滿載轉(zhuǎn)速1440r/min 3.傳動設(shè)計 3.1主傳動方案擬定 擬定傳動方案，包括傳動型式的選擇以及開停、制動、操縱等整個傳動系統(tǒng)的確定。傳動型式則指傳動和變速的元件、機(jī)構(gòu)以及組成、安排不同特點的傳動型式、變速類型。 傳動方案和型式與結(jié)構(gòu)的復(fù)雜程度密切相關(guān)，和工作性能也有關(guān)系。因此，確定傳動方案和型式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng)濟(jì)等多方面統(tǒng)一考慮。 傳動方案有多種，傳動型式更是眾多，比如：傳動型式上有集中傳動，分

10、離傳動；擴(kuò)大變速范圍可用增加傳動組數(shù)，也可用背輪結(jié)構(gòu)、分支傳動等型式；變速箱上既可用多速電機(jī)，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(shè)計中，我們采用集中傳動型式的主軸變速箱。 3.2傳動結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)的選擇 結(jié)構(gòu)式、結(jié)構(gòu)網(wǎng)對于分析和選擇簡單的串聯(lián)式的傳動不失為有用的方法，但對于分析復(fù)雜的傳動并想由此導(dǎo)出實際的方案，就并非十分有效。 3.2.1確定傳動組及各傳動組中傳動副的數(shù)目 級數(shù)為Z的傳動系統(tǒng)由若干個順序的傳動組組成，各傳動組分別有、、……個傳動副。即 傳動副中由于結(jié)構(gòu)的限制以2或3

11、為合適，即變速級數(shù)Z應(yīng)為2和3的因子： ，可以有三種方案： 12=322；12=232；12=223； 3.2.2傳動式的擬定 傳動副前多后少的原則。 按此原則， 因為設(shè)計要求，需要在第一根軸上加入摩擦片離合器，來實行正反轉(zhuǎn)。軸的尺寸較長，為使結(jié)構(gòu)緊湊，第一變速組采用了雙聯(lián)齒輪，而不是按照前多后少的原則采用三個傳動副。因此選擇 3.2.3結(jié)構(gòu)式的擬定 變速組的降速要前慢后快，中間軸的轉(zhuǎn)速不宜超過電動機(jī)的轉(zhuǎn)速。 第一根軸成為第一擴(kuò)大組，也不符合原則，但是，卻使結(jié)構(gòu)大為簡化，減少變速組和傳動件數(shù)目。因此，確定結(jié)構(gòu)式。 3.2.4驗算變速組變速范圍 主軸的變速

12、范圍應(yīng)等于主傳動變速系中各變速組變速范圍的乘積，即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(kuò)大組。因為其他的變速組的變速范圍都比最后擴(kuò)大組的小，只要最后擴(kuò)大組的變速范圍不超過極限值，其他變速組更不會超出極限值。因此，只需檢查最后擴(kuò)大組的變速范圍，如下 符合要求，確定方案。 3.3車床正反轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速圖 圖一 4.主要傳動件的設(shè)計計算估算 4.1三角帶傳動的計算 V帶傳動中，軸間距A可以加大。由于是摩擦傳遞，帶與輪槽間會有打滑，宜可緩和沖擊及隔離振動，使傳動平穩(wěn)。帶輪結(jié)構(gòu)簡單，但尺寸大，機(jī)床中常用作電機(jī)輸出軸的定比傳動。 (1)選擇V帶的型號 根據(jù)公

13、式 (正反轉(zhuǎn)時，K需再乘1.1） 式中P---電動機(jī)額定功率，K --工作情況系數(shù) 查《機(jī)械設(shè)計》圖8-1因此選擇A型帶，尺寸參數(shù)為b=13mm，=11mm，h=8，,A＝81mm^2。 (2)確定帶輪的計算直徑， 小帶輪直徑應(yīng)滿足d盡量選用較大的值，以減小V帶的彎曲應(yīng)力，從而提高V帶的使用壽命。 則d取125mm， 根據(jù)表8-9，D取得224mm (3)確定V帶速度 按公式 (4)初定中心距 中心距過小，V帶短，因而增加V帶的單位時間彎曲次數(shù)，降低V帶的壽命；反之中心距過大，在帶速較高時易引起振動。帶入公式A=(0.7~2)(D+d)=244.3

14、~698mm,取500mm。 (5)V帶的計算基準(zhǔn)長度 mm 查表8-2，選標(biāo)準(zhǔn)計算長度L=1550mm,KL=0.98。 (6)確定實際中心距 代入數(shù)據(jù)得，mm (7)驗算小帶輪包角 代入數(shù)據(jù)得，，符合條件。 (9)確定V帶根數(shù) 1>計算單根V帶的額定功率Pr 由d=125mm,n1 =1440r/min 查表8-4得P0=1.91<1.92KW 根據(jù)n1=1440r/min,r=1440/850和A帶 查表8-5，得ΔP0=0.15KW 查表8-6，得Kα=0.98 查表8-2，得KL=0.98 得Pr=（P0+ΔP0）KαKL =（1.91+0.15

15、）*0.98*0.98=1.978KW 2〉計算V帶根數(shù) Z=Pca/Pr=6.655/1.978=3.36 取Z=4 (10)計算單根V帶的初拉力F0 由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.105kg/m 得F0=500*（2.5-Kα）Pca/ （KαZV）+qv^2 式（8-27） =500*（2.5-0.98）*0.665/（0.98*4*9.425）+0.105*9.4256^2 =146.43N (11)計算軸壓力Fp=2ZF0sin(α1/2) =2*4*146.43*sin(168.6/2)

16、 =1165.6N (12)主要設(shè)計結(jié)構(gòu) A帶： 4根 基準(zhǔn)長度： Ld=1550mm 帶輪基準(zhǔn)直徑：dd1=125mm dd2=224mm 中心距控制在：476~546mm 單根帶初拉力：F0=146.43N 壓軸力： Fp=1165.6N 4.2傳動軸的估算 傳動軸除應(yīng)滿足強(qiáng)度要求外，還應(yīng)滿足剛度的要求，強(qiáng)度要求保證軸在反復(fù)載荷和扭載荷作用下不發(fā)生疲勞破壞。機(jī)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(qiáng)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(qiáng)度。剛度要求保證軸在載

17、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。 4.2.1各個傳動軸計算轉(zhuǎn)速 ⑴ 主軸的計算轉(zhuǎn)速 主軸的計算轉(zhuǎn)速是第一個三分之一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的最高一級， 。 (2)各傳動軸的計算轉(zhuǎn)速 變速組c 有兩個傳動副，nj主= 212 是軸Ⅲ通過22/56獲得，軸Ⅲ相應(yīng)的轉(zhuǎn)速為265。軸Ⅲ的最低轉(zhuǎn)速為265，通過48/30使主軸獲得轉(zhuǎn)速為425 >nj主，且能傳遞全部功率。故 njⅢ=212r/min，njⅢ 是經(jīng)軸Ⅱ的最低轉(zhuǎn)速425獲得，故njⅡ=425r/min。同理njⅠ=850 r/min。 （3）、各傳動副的計算轉(zhuǎn)速 ① 變速組c 傳動副 z22

18、/z56產(chǎn)生 nj主，軸Ⅲ的相應(yīng)轉(zhuǎn)速265就是主動齒輪z22的計算轉(zhuǎn)速，即 njcz22=265r/min。Z48/z30 產(chǎn)生的最低主軸轉(zhuǎn)速 265 > nj主，所對應(yīng)的軸Ⅲ最低轉(zhuǎn)速265為主動齒輪 z48的計算轉(zhuǎn)速，即 njcz48=265r/min。 ② 變速組a 主動齒輪 z24，z48的計算轉(zhuǎn)速為 njbz24,48 = 850r/min ③ 變速組b 主動齒輪 z28，z32，z36 的計算轉(zhuǎn)速為njaz28,32,36 = 425r/min （4）、主軸各級實際轉(zhuǎn)速值用下式計算： n= n電機(jī)dd1 /dd2（1-ε）iaibic 式中ia、ib、i

19、c分別為變速組a、b、c的齒輪傳動比。ε取0.02。 轉(zhuǎn)速誤差用主軸實際轉(zhuǎn)速與理論轉(zhuǎn)速相對誤差的絕對值表示： 主軸轉(zhuǎn)速 n1 n2 n3 n4 n5 n6 理論轉(zhuǎn)速 106 132 170 212 265 335 實際轉(zhuǎn)速 31.44 44.91 62.87 88.59 126.56 177.19 轉(zhuǎn)速誤差% 0.002 0.002 0.002 0.016 0.012 0.016 主軸轉(zhuǎn)速 n7 n8 n9 n10 n11 n12 理論轉(zhuǎn)速 425 530 670 850 1060 1320

20、實際轉(zhuǎn)速 251.49 359.27 502.98 708.75 1012.5 1417.5 轉(zhuǎn)速誤差% 0.006 0.012 0.006 0.002 0.013 0.0125 正轉(zhuǎn)速誤差 表1 轉(zhuǎn)速誤差均小于4.1%，滿足要求。 4.2.2傳動軸的設(shè)計 機(jī)床傳動軸，廣泛采用滾動軸承作支撐。軸上要安裝齒輪、離合器和制動器等。傳動軸應(yīng)保證這些傳動件或機(jī)構(gòu)能正常工作。 首先傳動軸應(yīng)有足夠的強(qiáng)度、剛度。如撓度和傾角過大，將使齒輪嚙合不良，軸承工作條件惡化，使振動、噪聲、空載功率、磨損和發(fā)熱增大；兩軸中心距誤差和軸芯線間的平行度等裝配及加工誤差也會引起

21、上述問題。 傳動軸可以是光軸也可以是花鍵軸。成批生產(chǎn)中，有專門加工花鍵的銑床和磨床，工藝上并無困難。所以裝滑移齒輪的軸都采用花鍵軸，不裝滑移齒輪的軸也常采用花鍵軸。則II，III軸是花鍵軸。 花鍵軸承載能力高，加工和裝配也比帶單鍵的光軸方便。 軸的部分長度上的花鍵，在終端有一段不是全高，不能和花鍵空配合。這是加工時的過濾部分。一般尺寸花鍵的滾刀直徑為65～85。 4.2.3 傳動軸及主軸直徑的估算 其中：P-電動機(jī)額定功率 K-鍵槽系數(shù) A-系數(shù) -從電機(jī)到該傳

22、動軸之間傳動件的傳動效率的乘積； -該傳動軸的計算轉(zhuǎn)速。 計算轉(zhuǎn)速是傳動件能傳遞全部功率的最低轉(zhuǎn)速。各傳動件的計算轉(zhuǎn)速可以從轉(zhuǎn)速圖上，按主軸的計算轉(zhuǎn)速和相應(yīng)的傳動關(guān)系確定。 查《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表2-3得 V帶傳動效率 齒輪傳動效率 一對球軸承傳動效率 根據(jù)《機(jī)械工程專業(yè)課程設(shè)計指導(dǎo)》389頁公式，，并查表7-12得到取1.5。 ①Ⅰ軸的直徑：取 ②Ⅱ軸的直徑：取 ③Ⅲ軸的直徑：取 其中：P-電動機(jī)額定功率（kW）； -從電機(jī)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(zhuǎn)速（）； -傳動軸允許的扭轉(zhuǎn)角（）。 查《機(jī)械制

23、造裝備設(shè)計》表3-1，初選主軸前軸頸直徑為 主軸后軸頸直徑 ,取 主軸平均直徑 普通車床內(nèi)孔直徑 取d=36mm 主軸前端懸伸量 取a=57mm 此軸徑為平均軸徑，設(shè)計時可相應(yīng)調(diào)整。 4.3齒輪齒數(shù)的確定和模數(shù)的計算 4.3.1齒輪齒數(shù)的確定 利用查表法求出各齒輪齒數(shù)如下表2： 變速組 傳動組a 傳動組b 傳動組c 齒數(shù)和 72 72 78 齒輪 Z1 Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z Z 齒數(shù) 36 36 24 48 36 36 28 44 32 40 48 30 22 5

24、6 表2 各齒輪齒數(shù) 齒數(shù)設(shè)計要求：（1）實際轉(zhuǎn)速與標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)速的相對轉(zhuǎn)速誤差應(yīng)在允許范圍之內(nèi)。 （2）為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪副的齒數(shù)和應(yīng)盡可能選得小一些，一般取60~90，最好不大于100，在極限情況下，齒數(shù)和也不應(yīng)超過120。 （3）最小齒輪齒數(shù)一定要大于最少齒數(shù)，對于直齒圓柱齒輪，在正常齒制時的最小齒數(shù)為17。 （4）為簡化工藝，變速傳動系內(nèi)各變速組的齒輪模數(shù)最好一樣，通常不超過2～3種模數(shù)。 （5）三聯(lián)滑移齒輪的最大和次大齒輪之間的齒數(shù)差應(yīng)大于或等于4。 （6）當(dāng)變速組內(nèi)各齒輪副的齒數(shù)和不相等時，齒數(shù)和的差不能大于3。 （7）一般來說，主變速傳動系是降速傳動系，越后面的變速組傳

25、遞的轉(zhuǎn)矩越大，因此中心距也越大。因此越后面的變速組的齒數(shù)和選擇較大值。 反轉(zhuǎn)齒輪齒輪齒數(shù)確定：由題可知在軸Ⅰ加入離合器作為換向機(jī)構(gòu)，Z反=Z正/2；離合器右側(cè)須有一種傳動比。n反max ≈1.1n正max ；n反max 約為1540，因為傳動的準(zhǔn)確和齒輪直徑盡量小，反轉(zhuǎn)齒輪傳動到2軸的=36齒上，可知：，；z=36，取36；z=102，取102。 計算可知反轉(zhuǎn)齒輪齒數(shù)為36，輔助齒輪齒數(shù)為102。 4.3.2各齒輪的計算轉(zhuǎn)速 各變速組內(nèi)一般只計算組內(nèi)最小齒輪，也是最薄弱的齒輪，故也只需確定最小齒輪的計算轉(zhuǎn)速。 ① 變速組c中，22/56只需計算z =22的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為265r/

26、min； ② 變速組b計算z = 28的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為425r/min； ③ 變速組a應(yīng)計算z = 24的齒輪，計算轉(zhuǎn)速為850r/min。 4.3.3齒輪模數(shù)的計算 (1)Ⅰ-Ⅱ 齒輪彎曲疲勞的計算： P=5.50.96=5.28kw =2.03 按接觸疲勞強(qiáng)度的計算中心距： A=68.02 取A=69，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)： =2.36 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。 取m=2.42，所以取m=2.5。 Ⅱ-Ⅲ齒輪彎曲疲勞的計算： P=5.50.960.980.99=5.12kw， =2.42 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度

27、計算：可根據(jù)轉(zhuǎn)速圖確定 齒面中心距的計算：A=84.83，取A=85，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)： =2.36 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。 取m=2.42 所以取m=2.5。 Ⅲ-Ⅳ 齒輪彎曲疲勞的計算： P=5.50.960.980.990.980.99=4.97kw， =3.90 齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計算：可根據(jù)轉(zhuǎn)速圖確定 齒面中心距的計算：A=126.28 取A=127，由中心距A及齒數(shù)計算出模數(shù)： =3.26 根據(jù)計算選取兩個中的較大值，選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)。 取m=2.69 所以取m=4。 (2)標(biāo)準(zhǔn)齒輪： 從機(jī)械原理 表

28、10-2查得以下公式 齒頂圓 齒根圓 分度圓 齒頂高 齒根高 齒輪的具體值見表 齒輪尺寸表 齒輪 齒數(shù)z 模數(shù)m 分度圓d 齒頂圓 齒根圓 齒頂高 齒根高 1 36 2.5 90 95 83.75 2.5 3.125 2 36 2.5 90 95 83.75 2.5 3.125 3 24

29、 2.5 60 65 53.75 2.5 3.125 4 48 2.5 120 125 113.75 2.5 3.125 5 36 2.5 90 95 83.75 2.5 3.125 6 36 2.5 90 95 83.75 2.5 3.125 7 28 2.5 70 75 63.75 2.5 3.125 8 44 2.5

30、110 115 103.75 2.5 3.125 9 32 2.5 80 85 73.75 2.5 3.125 10 40 2.5 100 105 93.75 2.5 3.125 11 48 4 192 200 182 4 5 12 30 4 120 125 110 4 5 13 22 4 88 96 78 4 5 14 56 4 224 232 214 4 5 反 36 2.5 90 85 83.75 2.5 3.125 輔 102 2.5

31、 255 260 248.75 2.5 3.125 4.3.4齒寬確定 由公式得： 第一套嚙合齒輪 第二套嚙合齒輪 第三套嚙合齒輪 反轉(zhuǎn)嚙合齒輪 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(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒的載荷，設(shè)計上，應(yīng)主動齒輪比從動齒輪齒寬大 所以， 4.3.5齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 通過齒輪傳動強(qiáng)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(jié)構(gòu)形式及尺寸大小，通常都由結(jié)構(gòu)設(shè)計而定。當(dāng)齒頂圓直徑時，可以做成實心式結(jié)構(gòu)的齒輪。當(dāng)時，可做成腹板式結(jié)構(gòu)，再考慮到加工問題，現(xiàn)決定

32、把齒輪11和14做成腹板式結(jié)構(gòu)。其余做成實心結(jié)構(gòu)。 ①齒輪11結(jié)構(gòu)尺寸計算， ； ； ；； ； ，C取8mm。 ?齒輪14結(jié)構(gòu)尺寸計算， ； ； ；； ； ，C取8cm。 5. 車床傳動系統(tǒng)圖的確定 圖1 6.片式摩擦離合器的選擇和計算 片式摩擦離合器目前在機(jī)床中應(yīng)用廣泛，因為它可以在運轉(zhuǎn)中接通或脫開，具有結(jié)合平穩(wěn)、沒有沖擊、結(jié)構(gòu)緊湊的特點，部分零件已經(jīng)標(biāo)準(zhǔn)化，多用于機(jī)床主傳動。 (1)按扭矩選擇 一般應(yīng)使選用和設(shè)計的離合器的額定靜扭矩和額定動扭矩滿足工作要求，由于普通機(jī)床是在空載下啟動反向的，故只需按離合器結(jié)合后的靜負(fù)載扭矩來計算。

33、即： 正轉(zhuǎn)靜負(fù)載扭矩 反轉(zhuǎn)靜負(fù)載扭矩 (2)內(nèi)摩擦片內(nèi)徑直徑 軸裝式 套裝式 選取套裝式，取=55.5mm （3）選定系數(shù)值，確定內(nèi)摩擦片外徑 ，取0.55 按照通用型摩擦片尺寸系列，取101mm （4）計算摩擦面中徑及摩擦面平均圓周線速度 m/s (5)計算摩擦面對數(shù) 正轉(zhuǎn)摩擦片對數(shù) 正轉(zhuǎn)時，取z=16 反轉(zhuǎn)摩擦片對數(shù) 反轉(zhuǎn)時，取z=7 正轉(zhuǎn)主動片（內(nèi)片）數(shù)i1=z/2+1=9 片，被動片（外片）數(shù)i2=z/2=8 片 反轉(zhuǎn)主動片（內(nèi)片）數(shù)i1=z/2+1=4片，被動片（外片）數(shù)i1=z/2=3片 根據(jù)JB

34、/T9190-1999選用機(jī)械式多片雙聯(lián)離合器，因為 ，所以采取濕式離合器。 7.核算主軸轉(zhuǎn)速誤差 ∵ ∴ 所以合適。 8.主軸軸承的選擇 8.1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(jié)構(gòu)比較簡單，但允許的極限轉(zhuǎn)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(jī)床上廣泛采用。具有承載能力大，允許極限轉(zhuǎn)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

35、承。承受軸向力的能力最高，但允許的極限轉(zhuǎn)速低，容易發(fā)熱。 向心推力球軸承。允許的極限轉(zhuǎn)速高，但承載能力低，主要用于高速輕載的機(jī)床。 8.2軸承的配置 大多數(shù)機(jī)床主軸采用兩個支撐，結(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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0.03～0.07），只有在載荷比較大、軸產(chǎn)生彎曲變形時，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

36、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(jié)構(gòu)的負(fù)責(zé)程度，應(yīng)根據(jù)機(jī)床的實際要求確定。 在配置軸承時，應(yīng)注意以下幾點： ① 每個支撐點都要能承受經(jīng)向力。 ② 兩個方向的軸向力應(yīng)分別有相應(yīng)的軸承承受。 ③ 徑向力和兩個方向的軸向力都應(yīng)傳遞到箱體上，即負(fù)荷都由機(jī)床支撐件承受。 8.3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。 普通精度級機(jī)床的主軸，前軸承的選或級，后軸承選或級。選擇軸承的精度時，既要考慮機(jī)床精度要求，也要考慮經(jīng)濟(jì)性。 軸承與軸和軸承與箱體孔之間，一般都采

37、用過渡配合。另外軸承的內(nèi)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(zhuǎn)精度，所以軸和孔的精度應(yīng)與軸承精度相匹配。 為了提高主軸的回轉(zhuǎn)精度和剛度，主軸軸承的間隙應(yīng)能調(diào)整。把軸承調(diào)到合適的負(fù)間隙，形成一定的預(yù)負(fù)載，回轉(zhuǎn)精度和剛度都能提高，壽命、噪聲和抗震性也有改善。預(yù)負(fù)載使軸承內(nèi)產(chǎn)生接觸變形，過大的預(yù)負(fù)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(diào)整量，應(yīng)該能方便而且能準(zhǔn)確地控制，但調(diào)整機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)不能太復(fù)雜。雙列短圓柱滾子軸承內(nèi)圈相對外圈可以移動，當(dāng)內(nèi)圈向大端軸向移動時，由于1：12的內(nèi)錐孔，內(nèi)圈將脹

38、大消除間隙。 其他軸承調(diào)整也有與主軸軸承相似的問題。特別要注意：調(diào)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(diào)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(yán)格的精度要求。 8.4軸承的選擇 前支撐端 后支撐端 型號 軸1（24.95mm）： 深溝球軸承 深溝球軸承 6202 軸2（29.67mm）： 圓錐滾子軸承

39、 圓錐滾子軸承 30205 軸3（33.38mm）： 深溝球軸承 圓錐滾子軸承 前30205 后6204 主軸（35.30mm）： 雙向推力角接觸球軸承 深溝球軸承 雙列短圓柱滾子軸承 前234407 中6201 后NN3007

40、 9.齒輪校驗 在驗算算速箱中的齒輪應(yīng)力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大，齒數(shù)最小的齒輪進(jìn)接觸應(yīng)力和彎曲應(yīng)力的驗算。這里要驗算的是齒輪3，齒輪7和齒輪13。 齒輪強(qiáng)度校核：計算公式：①彎曲疲勞強(qiáng)度; ②接觸疲勞強(qiáng)度 校核a變速組齒輪 ①彎曲疲勞強(qiáng)度；校核齒數(shù)為24的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴ =5.28kw,n=850r/min,取1。 ⑵ 確定動載系數(shù) ∵v=2nπr=1.34m/s 齒輪精度為7級

41、，由《機(jī)械工程專業(yè)課程設(shè)計》表10-17查得動載系數(shù)。 。 ⑶ ，計算得1.89，取0.86，取0.78，取0.77則=0.98大于=0.8，=0.8。 ⑷ =6 ⑸ 取275 =1.95小于2，所以合格. ②接觸疲勞強(qiáng)度 ⑴ =5.28kw,n=850r/min,取1。 ⑵ 確定動載系數(shù) ∵v=2nπr=1.34m/s 齒輪精度為7級，由《機(jī)械工程專業(yè)課程設(shè)計》表10-17查得動載系數(shù)。 。 ⑶ ，計算得4.51，取0.86，取0.58，取0.64，則=1.44大于=0.6，=0.6。 ⑷ =6 ⑸ 取650 =1.88小于2 故齒輪3合適。 校核b

42、變速組齒輪 ①彎曲疲勞強(qiáng)度；校核齒數(shù)為28的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴ =5.12kw,n=425r/min,取1。 ⑵ 確定動載系數(shù) ∵v=2nπr=1.56m/s 齒輪精度為7級，由《機(jī)械工程專業(yè)課程設(shè)計》表10-17查得動載系數(shù)。 。 ⑶ ，計算得1.15，取0.89，取0.78，取0.75，則=0.75大于=0.6，=0.6。 ⑷ =6.8 ⑸ 取275 =1.99小于2.5，所以合格. ②接觸疲勞強(qiáng)度 ⑴ =5.12kw,n=425r/min,取1。 ⑵ 確定動載系數(shù) ∵v=2nπr=1.56m/s 齒輪精度為7級，由《機(jī)械工程專業(yè)課程設(shè)計》表10-

43、17查得動載系數(shù)。 。 ⑶ ，計算得3.58，取0.89，取0.60，取0.58，則=1.11大于=0.6，=0.6。 ⑷ =6.8 ⑸ 取650 =1.84小于2.5 故齒輪7合適。 校核c變速組齒輪 ①彎曲疲勞強(qiáng)度；校核齒數(shù)為22的齒輪，確定各項參數(shù) ⑴ =4.97kw,n=265r/min,取1。 ⑵ 確定動載系數(shù) ∵v=2nπr=0.58m/s 齒輪精度為7級，由《機(jī)械工程專業(yè)課程設(shè)計》表10-17查得動載系數(shù)。 。 ⑶ ，計算得1.02，取1.01，取0.78，取0.72，則=0.58小于=0.8，=0.58。 ⑷ =6.25 ⑸ 取275 =2

44、.6小于3，所以合格. ②接觸疲勞強(qiáng)度 ⑴ =4.97kw,n=265r/min,取1。 ⑵ 確定動載系數(shù) ∵v=2nπr=0.58m/s 齒輪精度為7級，由《機(jī)械工程專業(yè)課程設(shè)計》表10-17查得動載系數(shù)。 。 ⑶ ，計算得2.84，取1.01，取0.58，取0.55，則=0.92大于=0.6，=0.6。 ⑷ =6.25 ⑸ 取650 =2.85小于3 故齒輪13合適。 10. 主軸的設(shè)計彎曲剛度驗算 10.1主軸的基本尺寸確定 10.1.1 外徑尺寸D 主軸的外徑尺寸，關(guān)鍵是主軸前軸頸的（前支撐處）的直徑。選定后，其他部位的外徑可隨之而定。一般是通

45、過筒規(guī)格的機(jī)床類比分析加以確定。400mm車床，P=5。5KW查表3-1，前軸頸應(yīng),初選,后軸頸取。 10.1.2 主軸孔徑d 臥式車床的主軸孔徑通常不小于主軸平均直徑的55%~60% d（0.55~0.6）（70+49)/2 取0.6 得d=35.7 取36 10.1.3 主軸懸伸量a a=(0.72~1.5)D1=0.8*70=59mm 取a=57mm 10.1.4 支撐跨距L 支撐跨距L，當(dāng)前，多數(shù)機(jī)床的主軸采用前后兩個支撐，結(jié)構(gòu)簡單，制造、裝配方便，容易保證精度，但是，由于兩支撐主軸的最佳支距一般較短，結(jié)構(gòu)設(shè)計難于實現(xiàn)，故采用三支撐結(jié)構(gòu)。如圖所示，三支撐主軸

46、的前中支距，對主軸組件剛度和抗震性的影響， 要比前后支距地影響大得多，因此，需要合理確定。為了使主軸組件獲得很高的剛度可抗震性，前中之距可按兩支撐主軸的最佳只距來選取。 由于三支撐的前后支距對主軸組件的性能影響較小，可根據(jù)結(jié)構(gòu)情況適當(dāng)確定。如果為了提高主軸的工作平穩(wěn)性，前后支距可適當(dāng)加大，如取。采用三支撐結(jié)構(gòu)時，一般不應(yīng)該把三個支撐處的軸承同時預(yù)緊，否則因箱孔及有關(guān)零件的制造誤差，會造成無法裝配或影響正常運作。因此為了保證主軸組件的剛度和旋轉(zhuǎn)精度，在三支撐中，其中兩個支撐需要預(yù)緊，稱為緊支撐；另外一個支撐必須具有較大的間隙，即處于“浮動”狀態(tài)，稱為松支撐，顯然，其中一個緊支撐必須是前支

47、撐，否則前支撐即使存有微小間隙，也會使主軸組件的動態(tài)特性大為降低。試驗表明，前中支撐為緊支撐、后支撐位松支撐，要比前后支撐位緊支撐、中支撐為松支撐的結(jié)構(gòu)靜態(tài)特性顯著提高。 支撐跨距 L0=（2~3.5）a=3*57=171mm L=(5~6.5)D1=350mm 取5 ΔL1=L0=171mm 10.1.5 主軸最佳跨距的確定 =360mm 10.2 主軸剛度驗算 機(jī)床在切削加工過程中，主軸的負(fù)荷較重，而允許的變形由很小，因此決定主軸結(jié)構(gòu)尺寸的主要因素是它的變形大小。對于普通機(jī)床的主軸，一般只進(jìn)行剛度驗算。通常能滿足剛度要求的主軸，也能滿足強(qiáng)度要求。

48、只有重載荷的機(jī)床的主軸才進(jìn)行強(qiáng)度驗算。對于高速主軸，還要進(jìn)行臨界轉(zhuǎn)速的驗算，以免發(fā)生共振。 一彎曲變形為主的機(jī)床主軸(如車床、銑床)，需要進(jìn)行彎曲剛度驗算，以扭轉(zhuǎn)變形為主的機(jī)床（如鉆床），需要進(jìn)行扭轉(zhuǎn)剛度驗算。當(dāng)前主軸組件剛度驗算方法較多，沒能統(tǒng)一，還屬近似計算，剛度的允許值也未做規(guī)定?？紤]動態(tài)因素的計算方法，如根據(jù)部產(chǎn)生切削顫動條件來確定主軸組件剛度，計算較為復(fù)雜?，F(xiàn)在仍多用靜態(tài)計算法，計算簡單，也較適用。 主軸彎曲剛度的驗算；驗算內(nèi)容有兩項：其一，驗算主軸前支撐處的變形轉(zhuǎn)角，是否滿足軸承正常工作的要求；其二，驗算主軸懸伸端處的變形位移y，是否滿足加工精度的要求。對于粗加工機(jī)床需要

49、驗算、y值；對于精加工或半精加工機(jī)床值需驗算y值；對于可進(jìn)行粗加工由能進(jìn)行半精的機(jī)床（如臥式車床），需要驗算值，同時還需要按不同加工條件驗算y值。 支撐主軸組件的剛度驗算，可按兩支撐結(jié)構(gòu)近似計算。如前后支撐為緊支撐、中間支撐位松支撐，可舍棄中間支撐不計（因軸承間隙較大，主要起阻尼作用，對剛度影響較?。蝗羟爸兄挝痪o支撐、后支撐為松支撐時，可將前中支距當(dāng)做兩支撐的之距計算，中后支撐段主軸不計。 10.2.1 主軸前支撐轉(zhuǎn)角的驗算 機(jī)床粗加工時，主軸的變形最大，主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角有可能超過允許值，故應(yīng)驗算此處的轉(zhuǎn)角。因主軸中(后)支撐的變形一般較小，故可不必計算。 主軸在某一平面

50、內(nèi)的受力情況如圖 在近似計算中可不計軸承變形的影響，則該平面內(nèi)主軸前支撐處的轉(zhuǎn)角用下式計算； 切削力的作用點到主軸前支承支承的距離S=a+W，對于普通車床，W=0.4H，（H是車床中心高，設(shè)H=200mm)。 則： Fc=1910*10^4*Pi/D*nj Pi=4.97KN nj1=212r/min CA6140 400*0.6=240 取D=240mm 得Fc=1910*10^4*4.97/240*212=1865.7N 當(dāng)量切削力的計算： 主軸慣性矩 =(D+

51、d)/2=(70+49)/2=59.5mm d=36mm ； 式中： ∴ ∵ ∴主軸前支撐轉(zhuǎn)角滿足要求。 10.2.2 主軸剛度的驗算 1、軸承剛度的計算 2、確定彈性模量E、慣性距I、和長度a、b、s。 ①軸的材產(chǎn)選用40Cr， ②：主軸C段的慣性距Ic可近似地算： ④根據(jù)齒輪、軸承寬度以及結(jié)構(gòu)需要，取b=171mm 3、只考慮F力作用在主軸前端時軸端的位移， ∴ 4、只考慮驅(qū)動力Q作用在主軸兩支撐間時，軸端的位移； ∴5、求主軸前端C點的終合撓度 綜合撓度； 又； 因為，

52、所以此軸滿足要求。 11.滾動軸承的驗算 機(jī)床的一般傳動軸用的滾動軸承，主要是因疲勞破壞而失效，故應(yīng)進(jìn)行疲勞壽命驗算。其額定壽命Lh的計算公式應(yīng)為 Lh=≥[T] (h) 式中 n — 軸承的轉(zhuǎn)速（r/min） ft — 溫度系數(shù) C — 滾動軸承尺寸表所載的額定動負(fù)荷 ε — 指數(shù)，對于球軸承，ε=3，對于滾子軸承，ε=10/3 [T] — 工作期限，取[T]=20000～30000 h IV軸前端上使用的是型號為234407的雙向推力角接觸球軸承，查表查得，C=42.1kN P=F=4484.2N,n=212r/mi

53、n,Ft=1.1,ε=3 LhIV==86592.9h > [T] 主軸滾動軸承驗算通過。 12.潤滑與密封 主軸轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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0.1～0.3的間隙（間隙越小，密封效果越好，但工藝?yán)щy）。還有一種是在軸承蓋的孔內(nèi)開一個或幾個并列的溝槽（圓弧形或形），效果比上一種好些。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

54、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(fù)雜。 2）疏導(dǎo)——在適當(dāng)?shù)牡胤阶龀龌赜吐?，使油能順利地流回到油箱? 13.其他問題 主軸上齒輪應(yīng)盡可能靠近前軸承，大齒輪更應(yīng)靠前，這樣可以減小主軸的扭轉(zhuǎn)變形。 當(dāng)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(nèi)端面，所以，內(nèi)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(zhuǎn)精度。支承孔如果直接開在箱體上，內(nèi)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(jié)構(gòu)等。各種牌號鋼材的彈性模量基本一樣，對

55、剛度影響不大。主軸一般選優(yōu)質(zhì)中碳鋼即可。精度較高的機(jī)床主軸考慮到熱處理變形的影響，可以選用或其他合金鋼。主軸頭部需要淬火，硬度為50～55。其他部分處理后，調(diào)整硬度為220～250。 28 14、心得體會 機(jī)械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計是我們對于機(jī)械制造裝備設(shè)計專業(yè)知識綜合應(yīng)用的實踐訓(xùn)練，通過這次課程設(shè)計，我深深地認(rèn)識到高校設(shè)置課程設(shè)計的重要性，不僅僅使我們學(xué)到了較為系統(tǒng)地專業(yè)知識，而且將我們學(xué)到的專業(yè)知識學(xué)以致用，使我們更加了解掌握機(jī)械制造裝備設(shè)計的理論知識，通過課程設(shè)計，讓我明白了只有腳踏實地去做好每一件事，才會為我們提升自己，升華自己，并且為明天打好堅實的基礎(chǔ)。 通過這次設(shè)計

56、，使我在綜合多方面都有所提高。了程設(shè)計培養(yǎng)和提高了我們的獨立完成工作的能力，鞏固與擴(kuò)充了課堂上所學(xué)的專業(yè)知識，掌握課程設(shè)計的方法和步驟，掌握設(shè)計的基本的技能，同時各科相關(guān)的課程都有了全面的復(fù)習(xí)，獨立思考的能力也有了提高。 通過本次機(jī)械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計，使我深深地體會到，無論做任何事，都要有恒心，耐心，毅力，細(xì)致。在課程設(shè)計的過程中，有一些計算有時會令我感到有些心煩，但是我會時刻提醒我自己，一定要養(yǎng)成一種高度負(fù)責(zé)，養(yǎng)成一種認(rèn)真對待的良好習(xí)慣。 這次課程設(shè)計使我在工作作風(fēng)上得到了一次難得的磨練。 短短幾天的課程設(shè)計，使我發(fā)現(xiàn)了自己所掌握的知識是真正如此的缺乏的這一個弊病，自己綜合

57、應(yīng)用所學(xué)的專業(yè)知識能力是如此的不足，通過這次課程設(shè)計也是對于我的一個警示。在此期間，感謝尹曉偉老師的親切鼓勵，使我更加自信，我要感謝尹老師的辛勤指導(dǎo)，讓我養(yǎng)成了實事求是的好習(xí)慣。 15、參考文獻(xiàn) 1、 關(guān)慧貞。機(jī)械制造裝備設(shè)計。4版。北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2014 2、 關(guān)慧貞、徐文驥。機(jī)械制造裝備設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書。北京：機(jī)械工業(yè)出版 社，2013 3、 王大康、盧頌峰。機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計。2版。北京：北京工業(yè)大學(xué)出版社， 2010 4、《機(jī)械制造裝備設(shè)計》 第二版 大連理工大學(xué) 馮辛安 主編 5、《機(jī)床主軸變速箱設(shè)計指導(dǎo)》 機(jī)械工業(yè)出版社 曹金榜 主編 6、《機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)》 第五版 楊可楨 程光蘊 李仲生 主編 7、《機(jī)床設(shè)計圖冊》 上?？茖W(xué)技術(shù)出版社 8、《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊》 第三版 清華大學(xué)/北京科技大學(xué) 吳宗澤 羅圣國 主編 9、《機(jī)械工程及自動化簡明設(shè)計手冊上冊》第2版 機(jī)械工業(yè)出版社 葉偉昌主編 29