12級主軸箱-車床主運動機械變速傳動系統(tǒng)設計【N=30~1320;公比1.41;Z=12；P=5KW含3張CAD圖-獨家】.zip,N=30~1320,公比1.41,Z=12,P=5KW含3張CAD圖-獨家,12,主軸,車床,運動,機械,變速,傳動系統(tǒng),設計,30,1320,公比,1.41,KW,CAD,獨家 目錄 一、設計目的 - 2 - 二、設計步驟 - 2 - 1.運動設計 - 2 - 1.1已知條件 - 2 - 1.2結構分析式 - 2 - 1.3 繪制轉速圖 - 3 - 1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 - 5 - 2.動力設計 - 6 - 2.1 確定各軸轉速 - 6 - 2.2 帶傳動設計 - 6 - 2.3 各傳動組齒輪模數的確定和校核 - 8 - 3. 齒輪齒根彎曲疲勞強度校核 - 11 - 3.1校核a傳動組齒輪 - 11 - 3.2 校核b傳動組齒輪 - 13 - 3.3校核c傳動組齒輪 - 14 - 4. 各軸的設計及主軸的校核 - 16 - 4.1 確定各軸最小直徑 - 16 - 4.2主軸的計算及校核 - 17 - 4.3多片式摩擦離合器的設計計算 - 18 - 4.4各軸軸承選擇 - 20 - 三、總結 - 20 - 四、參考文獻 - 21 - 一、設計目的 通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)得結構設計，在擬定傳動和變速的結構方案過程中，得到設計構思、方案分析、結構工藝性、機械制圖、零件計算、編寫技術文件和查閱技術資料等方面的綜合訓練，樹立正確的設計思想，掌握基本的設計方法，并具有初步的結構分析、結構設計和計算能力。 二、設計步驟 1.運動設計 1.1已知條件 [1]公比:φ=1.41 [2]轉速級數：Z=12 [3]確定轉速范圍： 主軸最小轉速:nmin=30r/min 可得調速范圍：Rn=φZ-1=1.4112-1=43.79 最大轉速:nmax=nmax=nmin*Rn=30*43.79 =1314r/min 查表取標準轉速nmax=1320r/min [4]電動機功率：P=5KW 1.2結構分析式 ⑴ ⑵ [3] 從電動機到主軸主要為降速傳動，若使傳動副較多的傳動組放在較接近電動機處可使小尺寸零件多些，大尺寸零件少些，節(jié)省材料，也就是滿足傳動副前多后少的原則，因此取方案。在降速傳動中，防止齒輪直徑過大而使徑向尺寸常限制最小傳動比 ；在升速時為防止產生過大的噪音和震動常限制最大轉速比。在主傳動鏈任一傳動組的最大變速范圍。在設計時必須保證中間傳動軸的變速范圍最小， 根據中間傳動軸變速范圍小的原則選擇結構網。從而確定結構網如下： 檢查傳動組的變速范圍時，只檢查最后一個擴大組： R2=φX2*(P2-1) 其中φ=1.41，X2=6，P2=2 所以R2=1.416*(2-1)=8 ，合適。 1.3 繪制轉速圖 ⑴選擇電動機 一般車床若無特殊要求，多采用Y系列封閉式三相異步電動機，根據原則條件選擇Y132S-4型Y系列籠式三相異步電動機。 其同步轉速1440r/min,額定功率5.5KW ⑵分配總降速傳動比 總降速傳動比 i=nminnd=301440=0.021 又電動機轉速nd=1440r/min不符合轉速數列標準，因而增加一定比傳動副。 [3]確定傳動軸軸數 傳動軸軸數 = 變速組數 + 定比傳動副數 + 1 = 3 + 1 + 1 = 5。 ⑷確定各級轉速并繪制轉速圖 由nmin= 30r/min, ?=1.41,Z=12確定各級轉速： 1320、950、670、475、335、236、170、118、85、60、42.5、30r/min。 19:76 25:71 30:60 37:53 63:32 48:48 45:45 由此也可確定加在電動機與主軸之間的定傳動比i=1440/670=2.15 。下面畫出轉速圖（電動機轉速與主軸最高轉速相近）。 [5]確定各變速組傳動副齒數 ①傳動組a: ai1=1/φ2=1/2， ai2=1/φ=1/1.41， ai3=1/1 查《實用機床設計手冊》表2.3-4, 可取SZ=90,于是可得軸Ⅰ齒輪齒數分別為：30、37、45。 可得軸Ⅱ上的三聯齒輪齒數分別為：60、53、45。 ②傳動組b: bi1=1/φ3=1/2.82， bi2=1/1 查《實用機床設計手冊》表2.3-4, 可取 SZ=96，于是可得軸Ⅱ上兩聯齒輪的齒數分別為：25、48。 于是得軸Ⅲ上兩齒輪的齒數分別為：71、48。 ③傳動組c: ci1=1φ4=1/3.98, ci2=φ2=2 查《實用機床設計手冊》表2.3-4, 可取SZ=95, ci1=1/3.98為降速傳動，取軸Ⅲ齒輪齒數為19； ci2=2為升速傳動，取軸Ⅳ齒輪齒數為32。 得軸Ⅲ兩聯動齒輪的齒數分別為19，63； 得軸Ⅳ兩齒輪齒數分別為76,32。 1.4 繪制傳動系統(tǒng)圖 根據軸數，齒輪副，電動機等已知條件可有如下系統(tǒng)圖： 265 125 48 53 76 32 19 63 71 25 48 45 45 60 30 37 2.動力設計 2.1 確定各軸轉速 ⑴確定主軸計算轉速：主軸的計算轉速為 nIV=nminφz3-1=30*1.41123-1=85 r/min ⑵各傳動軸的計算轉速： 軸Ⅲ可從主軸85 r/min按19/76的傳動副找上去，軸Ⅲ的計算轉速 335 r/min；軸Ⅱ的計算轉速為335r/min；軸Ⅰ的計算轉速為670r/min。 [3]各齒輪的計算轉速 傳動組c中， 只需計算z =19的齒輪，計算轉速為85 *76/19=335 r/min； 傳動組b計算z = 25的齒輪，計算轉速為335r/min； 傳動組a應計算z = 30的齒輪，計算轉速為670r/min。 [4]核算主軸轉速誤差 n實=265125*4545*4848*6332=1337 r/min n標=1320r/min n實-n標n標=1337 -13201320=1.31%≤10φ-1=4.1% 所以合適。 2.2 帶傳動設計 電動機轉速n=1440r/min,傳遞功率P=5.5KW,傳動比i=1440/670=2.15 ，兩班制， 一天運轉16.1小時，工作年數10年。 1 定計算功率 取KA=1.1，則Pca=KAP=6.05KW ⑵選取V帶型 根據小帶輪的轉速和計算功率，選A型帶。 ⑶確定帶輪直徑和驗算帶速 查表小帶輪基準直徑d1=125mm,d2=125*i=125*2.15 =265mm 驗算帶速成v=πd1n160*1000 其中 -小帶輪轉速(r/min)； -小帶輪直徑(mm)； v=3.14*125*1440600*1000=9.42 m/s∈[5,25]，合適。 [4]確定帶傳動的中心距和帶的基準長度 設中心距為,則 0.55(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2) 于是 214.5 ≤a0≤780 ,初取中心距為a0=400mm。 帶長L0=2a0+π2d1+d2+d2-d124a0 =2*400+3.142125+265+265-12524*400=1425 mm 查表取相近的基準長度Ld，Ld=1400mm。 帶傳動實際中心距a=a0+Ld-L02=400+1400-1425 2=388 mm [5]驗算小帶輪的包角 一般小帶輪的包角不應小于。 α1≈180-d2-d1a*57.3=160 °>120°, 合適 [6]確定帶的根數 Z=PcaP0+?P0kαkL 其中： P0=1.93 P0為α1=180°，載荷平穩(wěn)，i=1，特定基準長度時單根V帶的額定功率，由《實用機床設計手冊》圖3.2-3，3.2-4得： ?P0=0.09 ?P0 為時傳遞功率的增量，由《實用機床設計手冊》圖3.2-3，3.2-4得： kα=0.95 kα為按小輪包角；由《實用機床設計手冊》表3.2-6查得 kL=0.96 kL為長度系數；由《實用機床設計手冊》表3.2-6查得 為避免V型帶工作時各根帶受力嚴重不均勻，限制根數不大于10。 Z=6.051.93+0.09*0.95*0.96 =3.28 取4 [7]計算帶的張緊力 F0=500pcavZ2.5-kαkα+qv2 其中： -帶的傳動功率,6.05KW； v-帶速,9.42 m/s； q-每米帶的質量，kg/m；取q=0.1kg/m。 由《實用機床設計手冊》表3.2-1查得 F0=500*6.059.42 *4*2.5-0.950.95+0.1*9.42 2=139.86 N [8]計算作用在軸上的壓軸力 FQ≈2ZF0sinα12≈2*4*139.86 *sin160 2 =1101.64 N 2.3 各傳動組齒輪模數的確定和校核 ⑴模數的確定(按齒面接觸疲勞計算齒輪模數)： a傳動組：只需計算齒數最小齒輪模數 計算30齒齒輪的模數： mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2 其中: i-公比 ； i=2； k1-工況系數；取1.2 k2-動載荷系數；查《金屬切削機床設計指導》表28 按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4 k3-齒向載荷分布系數；查《金屬切削機床設計指導》表29 取k3=1.12 P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=5.5*0.95=5.225Kw η=η帶η軸承=0.96*0.99=0.95 φm-齒寬系數；取8 z1-小齒輪齒數；取30 nj-齒輪計算轉速；670r/min [σj]-齒輪許用接觸應力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa mj=1630032+1*1.2*1.4*1.12*5.2258*302*2*670*11002=2.22 取m =3 mm。 于是傳動組a的齒輪模數取m =3 mm，b =24mm。 軸Ⅰ上齒輪的直徑： da1=3 *45=135mm, da2=3 *37=111mm, da3=3 *30=90mm 軸Ⅱ上三聯齒輪的直徑分別為： da1'=3 *45=135mm, da2'=3 *53=159mm,da3'=3 *60=180mm b傳動組： 按最小齒數25的齒輪計算： mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2 其中: i-公比 ； i=2.82； k1-工況系數；取1.2 k2-動載荷系數；查《金屬切削機床設計指導》表28 按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4 k3-齒向載荷分布系數；查《金屬切削機床設計指導》表29 取k3=1.12 P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=5.5*0.92=5.06Kw η=η帶η軸承η軸承η齒輪=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92 φm-齒寬系數；取8 z1-小齒輪齒數；取25 nj-齒輪計算轉速；335 r/min [σj]-齒輪許用接觸應力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa mj=1630032.82+1*1.2*1.4*1.12*5.068*252*2.82*335*11002=3.02 2.22 取m =4 mm。 于是傳動組b的齒輪模數取m =4 mm，b =32mm。 軸II上齒輪的直徑： db1=4 *48=192mm, db2=4 *25=100mm 軸III上三聯齒輪的直徑分別為： db1'=4 *48=192mm, db2'=4 *71=284mm c傳動組： 按最小齒數19的齒輪計算： mj=163003(i+1)k1k2k3Pφmz12i nj[σj]2 其中: i-公比 ； i=3.98； k1-工況系數；取1.2 k2-動載荷系數；查《金屬切削機床設計指導》表28 按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4 k3-齒向載荷分布系數；查《金屬切削機床設計指導》表29 取k3=1.12 P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=5.5*0.89=4.895Kw η=η帶η軸承3η齒輪2=0.96*0.993*0.982=0.89 φm-齒寬系數；取8 z1-小齒輪齒數；取19 nj-齒輪計算轉速；335 r/min [σj]-齒輪許用接觸應力； 按45#整體淬火[σj]=1100MPa mj=1630033.98+1*1.2*1.4*1.12*4.8958*192*3.98*335*11002=3.49 取m =4 mm。 于是傳動組c的齒輪模數取m =4 mm，b =32mm。 軸III上齒輪的直徑： dc1=4 *63=252mm, dc2=4 *19=76mm 軸IV上三聯齒輪的直徑分別為： dc1'=4 *32=128mm, dc2'=4 *76=304mm 3. 齒輪齒根彎曲疲勞強度校核： 3.1校核a傳動組齒輪 校核最小齒輪齒數為30的即可，確定各項參數 計算公式:mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw] mw≤m 式中，k1-工況系數；取1.2 k2-動載荷系數；查《金屬切削機床設計指導》表28 按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4 k3-齒向載荷分布系數；查《金屬切削機床設計指導》表29 取k3=1.12 ks-壽命系數；ks=kTknkpkq=222.28 *0.72*0.78*0.77=96.12 其中， kT=m60n1TC0=660*670*60002*106=222.28 n1-齒輪的最低轉速；經前面計算，取670r/min T-齒輪的平均工作時間；T=TSN ,查《金屬切削機床設計指導》表30，得T=18000/3=6000 C0-基準循環(huán)次數；查《金屬切削機床設計指導》 表31，得C0=2x106 m-疲勞曲線指數；查《金屬切削機床設計指導》表31得m=6 kn-轉速變化系數；查《金屬切削機床設計指導》 表31得，kn=0.72 kp-功率利用系數；查《金屬切削機床設計指導》 表33得，kp=0.78 kq-材料強化系數；查《金屬切削機床設計指導》 表34得，kq=0.77 P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=5.5*0.95=5.225 η=η帶η軸承=0.96*0.99=0.95a Z-小齒輪齒數；取最小齒輪齒數30 Y-齒形系數；查《金屬切削機床設計指導》表27 得Y=0.444 B-齒寬；經前面計算得B=24mm nj-齒輪計算轉速；670r/min m-齒輪模數；經前面計算得m=3 σw-齒輪齒根許用彎曲應力；查《金屬切削機床設計指導》表37 得σw=320MPa mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*96.12 *5.22530*0.444*8*670*320=1.77 mw≤m,故齒輪通過校核。 3.2 校核b傳動組齒輪 校核最小齒輪齒數為25的即可，確定各項參數 計算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw] mw≤m 式中，k1-工況系數；取1.2 k2-動載荷系數；查《金屬切削機床設計指導》表28 按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4 k3-齒向載荷分布系數；查《金屬切削機床設計指導》表29 取k3=1.12 ks-壽命系數；ks=kTknkpkq=198.02 *0.72*0.78*0.77=85.63 其中， kT=m60n1TC0=660*355*60002*106=198.02 n1-齒輪的最低轉速；經前面計算，取335r/min T-齒輪的平均工作時間；T=TSN ,查《金屬切削機床設計指導》表30，得T=18000/3=6000 C0-基準循環(huán)次數；查《金屬切削機床設計指導》 表31，得C0=2x106 m-疲勞曲線指數；查《金屬切削機床設計指導》表31得m=6 kn-轉速變化系數；查《金屬切削機床設計指導》 表31得，kn=0.72 kp-功率利用系數；查《金屬切削機床設計指導》 表33得，kp=0.78 kq-材料強化系數；查《金屬切削機床設計指導》 表34得，kq=0.77 P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=5.5*0.92=5.06 η=η帶η軸承η軸承η齒輪=0.96*0.99*0.99*0.98=0.92 Z-小齒輪齒數；取最小齒輪齒數25 Y-齒形系數；查《金屬切削機床設計指導》表27 得Y=0.42 B-齒寬；經前面計算得B=32mm nj-齒輪計算轉速；335r/min m-齒輪模數；經前面計算得m=4 σw-齒輪齒根許用彎曲應力；查《金屬切削機床設計指導》表37 得σw=320MPa mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*85.63 *5.0625*0.42*8*335*320=2.62 mw≤m,故齒輪通過校核。 3.3校核c傳動組齒輪 校核齒數為19的即可，確定各項參數 計算公式：mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw] mw≤m 式中，k1-工況系數；取1.2 k2-動載荷系數；查《金屬切削機床設計指導》表28 按精度等級7，≤HB350,取k2=1.4 k3-齒向載荷分布系數；查《金屬切削機床設計指導》表29 取k3=1.12 ks-壽命系數；ks=kTknkpkq=198.02 *0.72*0.78*0.77=85.63 其中， kT=m60n1TC0=660*355 *60002*106=198.02 n1-齒輪的最低轉速；經前面計算，取335 r/min T-齒輪的平均工作時間；T=TSN ,查《金屬切削機床設計指導》表30，得T=18000/3=6000 C0-基準循環(huán)次數；查《金屬切削機床設計指導》 表31，得C0=2x106 m-疲勞曲線指數；查《金屬切削機床設計指導》表31得m=6 kn-轉速變化系數；查《金屬切削機床設計指導》 表31得，kn=0.72 kp-功率利用系數；查《金屬切削機床設計指導》 表33得，kp=0.78 kq-材料強化系數；查《金屬切削機床設計指導》 表34得，kq=0.77 P-齒輪所傳遞的額定功率；P =Pdη=5.5*0.89=4.895 η=η帶η軸承3η齒輪2=0.96*0.993*0.982=0.89 Z-小齒輪齒數；取最小齒輪齒數19 Y-齒形系數；查《金屬切削機床設計指導》表27 得Y=0.386 B-齒寬；經前面計算得B=32mm nj-齒輪計算轉速；335 r/min m-齒輪模數；經前面計算得m=4 σw-齒輪齒根許用彎曲應力；查《金屬切削機床設計指導》表37 得σw=320MPa mw=275K1K2K3KSPZ1Yφmnj[σw]=2751.2*1.4*1.12*85.63 *4.89519*0.42*8*335 *320=3.08 mw≤m,故齒輪通過校核。 4. 各軸的設計及主軸的校核 4.1 確定各軸最小直徑 計算公式：d≥914Pnj 式中：d—軸的危險斷面處的直徑（mm），當軸上有一個鍵槽時， d值應增大4%-5%；當同一斷面上有兩個鍵槽時，d值應增大7%-10%。當軸為花鍵時，則軸的內徑可比 d值減小7%。 P—該軸傳遞的額定功率（KW）。 nj—該軸的計算轉速（r/min）。 取傳遞效率，η帶=0.96，η軸承=0.99，η齒=0.98 （1）I軸的直徑： I軸傳遞功率PI=Pdη帶η軸承=5.5*0.96*0.99=5.23 KW d≥914PInj=9145.23 670=32.69 mm， 考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=38mm （2）II軸的直徑： II軸傳遞功率PII=PIη齒η軸承=5.23 *0.98*0.99=5.07 KW d≥914PIInj=9145.07 335=38.58 mm， 考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=42mm （3）III軸的直徑： III軸傳遞功率PIII=PIη齒η軸承=5.07 *0.98*0.99=4.92 KW d≥914PIIInj=9144.92 335 =38.29 mm， 考慮鍵槽故增大5%并圓整取d=42mm （4）IV軸（主軸）的直徑： IV軸傳遞功率PIV=PIIIη齒η軸承=4.92 *0.96*0.99=4.77 KW d≥914PIVnj=9144.77 85 =53.55 mm， 圓整取d=56mm 4.2主軸的計算及校核 （1）選擇主軸軸頸直徑,軸承型號和最佳跨距 最大加工直徑400mm，P=5.5KW.經查《實用機床設計手冊》表3.11-6：得： 前軸頸應為70-105mm, 初選D1=85mm, 后軸頸D2=(0.7-0.85)D1,取D2=65mm, 取主軸中空孔直徑為0.5D2=32mm, 前軸承為NN3017K,后軸承為NN3013K, 根據結構,初定懸伸長度a1=75mm 根據經驗，主軸的跨距L=3~5a1，初定l=350mm （2）主軸前端位移驗算： 為了保證機床的加工精度，必須限制主軸懸伸端處的位移不能超過允許值，近似計算中可不計軸承變形的影響。通過計算和實驗可知，主軸端部由主軸變形引起的位移占總位移的50%~80%，一般可取60%。由軸承變形引起的位移占20%~40%。 主軸受力簡圖如下： 計算公式：KS'≥1.66KA 其中 KS'=300D4aA2(L+aA) ，KA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2 式中：D-主軸當量外徑,簡化計算為D=(D1+D2)/2=7.5mm aA=75mm aB=0.4Dmax=0.4*400=160mm L=350mm KB=Kcbblim2ξ(1+ξ)cosβcosα 查表9-8取當V=50m/min,f=0.1mm/r時，Kcb=2.46N/μm.mm, β=68.8°，blim=0.015Dmax=6mm。 查表9-9取ξ=0.03 車削外圓式一般取α=45° 故：KB=Kcbblim2ξ(1+ξ)cosβcosα=2.46*62*0.025（1+0.025）cos68.8*cos45=55.98 N/μm KS'=300D4aA2(L+aA)=300*7.547.52*(35+7.5)=397.06 N/μm KA=KB0.6aB2aA2+0.4(1+aBL)2(1+aAL)2=55.98 *0.6*1602752+0.4*1+16035021+753502=185.12 N/μm KS'≥1.66KA 可以看出，主軸的剛度是合格的。 4.3多片式摩擦離合器的設計計算 查取教材10.6，選用材料為銅-銅基粉末冶金材料，并選擇干式型離合器。 （1）確定外離合器的直徑D1 對于軸裝式，D1=d+2-6mm=85+(2-6)=87-91 最終取D1=88mm （2）確定內摩擦片的外徑D2 D2=D1φ 其中φ取0.57-0.75，此處取0.6 則D2=D10.6=880.6=117.33 mm 圓整取D2=118mm （3）計算摩擦面中徑Dm及摩擦面平均線速度Vm Dm=D1+D22=88+1182=103mm v=πnDm60000=3.14*670*10360000=3.61 m/s （4）計算摩擦片對數Z KZZ=12MnK103πf[p]（D23-D13)KvKm 式中K-安全系數，取1.3-1.5，此處取1.4 f-摩擦系數，查表10.6，取0.28 p-材料的許用壓強，查表10.6，取1 Kv-速度修正系數，查表10.7得：0.86 Km-每小時結合數修正系數，對于干式型離合器，取1 KZ-摩擦面對數修正系數 Mn-離合器傳遞的扭矩。 Mn=9550*Pn=9550*5.5670=78.40 N.m KZZ=12MnK103πf[p]（D23-D13)KvKm=12*78.40 *1.4*1033.14*0.28*1*1183-883*0.86*1=1.81 查表10.9取Z=3 （5）計算主動片數i1和被動片數i2 i1=Z2+1=32+1=2.5，取3 i2=Z2=32=1.5，取2 總片數i=i1+i2=3+2=5 （6）計算軸向壓力 Q=π4(D22-D12)[p] Kv=3.144*1182-882*1* 0.86=4172.12 N 4.4各軸軸承選擇 主軸：根據外徑D1=85，D2=65 前端選擇雙列圓柱滾子軸承NN3017K,其內徑為85，外徑為130 后端選擇雙列圓柱滾子軸承NN3013K,其內徑為65，外徑為100 I軸：根據計算I軸外徑為38 選擇圓錐滾子軸承30207,其內徑為35，外徑為72 II軸：根據計算II軸外徑為42 選擇圓錐滾子軸承30208,其內徑為40，外徑為80 III軸：根據計算III軸外徑為42 選擇圓錐滾子軸承30208,其內徑為40，外徑為80 三、總結 金屬切削機床的課程設計任務完成了，雖然設計的過程比較繁瑣，而且剛開始還有些不知所措，但是在同學們的共同努力下，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。本次設計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. 四、參考文獻 ［1］工程學院機械制造教研室 主編.金屬切削機床指導書. ［2］濮良貴 紀名剛主編.機械設計(第七版).北京:高等教育出版社,2001年6月 [3］毛謙德 李振清主編.《袖珍機械設計師手冊》第二版.機械工業(yè)出版社,2002年5月 ［4］《減速器實用技術手冊》編輯委員會編.減速器實用技術手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1992年 ［5］戴曙 主編.金屬切削機床.北京:機械工業(yè)出版社,2005年1月 [6]《機床設計手冊》編寫組 主編.機床設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1980年8月 ［7］華東紡織工學院 哈爾濱工業(yè)大學 天津大學主編.機床設計圖冊.上海:上海科學技術出版社,1979年6月 - 30 -