1寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )數控車床主軸箱結構設計所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2摘 要根據已確定的運動參數以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網，結構式，齒輪模數，傳動比4目 錄摘 要 2目 錄 4第 1 章 緒論 .61.1 課程設計的目的 .61.2 課程設計的內容 .61.2.1 理論分析與設計計算 .61.2.2 圖樣技術設計 .61.2.3 編制技術文件 61.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求 .61.3.1 課程設計題目和主要技術參數 6第 2 章 運動設計 .82.1 運動參數及轉速圖的確定 .82.1.4 確定結構網 82.1.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 92.2 確定各變速組此傳動副齒數 10第 3 章 動力計算 113.1 帶傳動設計 113.1.1 計算設計功率 Pd 113.1.2 選擇帶型 .123.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 .133.1.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 .133.1.5 確定帶的根數 z .143.1.6 確定帶輪的結構和尺寸 .143.1.7 確定帶的張緊裝置 .153.1.8 計算壓軸力 .153.2 計算轉速的計算 173.3 齒輪模數計算及驗算 .1753.4 主軸合理跨距的計算 21第 4 章 主要零部件的選擇 224.1 電動機的選擇 224.2 軸承的選擇 224.3 變速操縱機構的選擇 22第 5 章 校核 235.1 軸的校核 235.2 軸承壽命校核 25第 6 章 結構設計及說明 266.1 結構設計的內容、技術要求和方案 266.2 展開圖及其布置 27結 論 28參考文獻 .29致 謝 .306第 1 章 緒論1.1 課程設計的目的課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內容課程設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術文件（1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求1.3.1 課程設計題目和主要技術參數技術參數：7數控車床主軸箱結構設計原始條件:一、齒輪變速： 用的是交流伺服電機1、主軸轉速：高檔 800～3150 rpm、低檔 7～800 rpm。2、主電機（直流主軸伺服電機）：額定轉速為 2000rpm，最高轉速為4000rpm，最低轉速為 35rpm。主電機功率:27 KW8第 2 章 運動設計2.1 運動參數及轉速圖的確定技術參數：技術參數：數控車床主軸箱結構設計原始條件:一、齒輪變速： 用的是交流伺服電機1、主軸轉速：高檔 800～3150 rpm、低檔 7～800 rpm。2、主電機（直流主軸伺服電機）：額定轉速為 2000rpm，最高轉速為4000rpm，最低轉速為 35rpm。主電機功率:27 KW(1)無級變速傳動系統(tǒng)的恒功率調速范圍 Rnp:Rnp= = =3.9275jNnmax80315(2)交流調速電動機的恒功率調速范圍 rnp:rnp= = =2rnmax204(3)分級變速傳動的轉速級數 Z：Z=lgRnp/lgrnp≈2 取 Z=22.1.4 確定結構網主軸的計算轉速為 800r/min由轉速得,選用齒輪精度為 8 級精度9圖 2-1 結構網 2.1.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）繪制轉速圖：10轉速圖（2）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 確定各變速組此傳動副齒數(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20?圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數的確定。據設計要求 Zmin≥18—20,由表 4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表 2-2。11第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=27kW,轉速 n1=4000r/min,n2=1700r/min3.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數 AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮7.5kW?機；輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋7.5k?轉式水泵；金屬切削機床；1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數 78 42 58 6212剪床；壓力機；印刷機；振動篩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1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6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1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根據 V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時），查《機械設計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.279.kWdAedPK???3.1.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按《機械設計》P297 圖13－11 選取。根據算出的 Pd＝29.7kW 及小帶輪轉速 n1＝3500r/min ，查圖得：d d=80～100 可知13應選取 A 型 V 帶。3.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1=90mm ddmin.=75 mm（d d1根據 P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 2350=.,90.3=1dd??由《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑”，得 =212mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）212.40()90(1%)di?????A ?誤差 符合要求1.430%.35i????A② 帶速 190v=7./66dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪。15總之，小帶輪選 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。3.1.7 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。3.1.8 計算壓軸力由《機械設計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，則1a1a172.632sin=4.8sinN=940.72ooFz???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 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯接輪緣與輪轂成一整體。表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 16基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 27 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對應的基準直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 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≤(2.5～3)d 時)，如圖 7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 7-6d。（a） （b） （c） （d）圖 7-6 帶輪結構類型根據設計結果，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）173.2 計算轉速的計算（1）.主軸的計算轉速傳 動 件 的 計 算 轉 速)( min/80r?主 軸 的 計 算 轉 速, :各 軸 的 計 算 轉 速 如 下3.3 齒輪模數計算及驗算1、計算各傳動軸的輸出功率 4(2)270.96.26.8085(3):26.95105().19878IrbIgIIPnKWTNm??????????1~5.0][ ;:(][9)4(4? ?????該 軸 的 計 算 轉 速該 軸 的 傳 遞 功 率注由 公 式 擇軸 徑 的 計 算 以 及 鍵 的 選 jj nPnd4、模數計算，一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數，如表 3-321][)(jjmnuzP???3 所示。45 號鋼整體淬火， []10jMP??軸 序 號電動機(0) I 軸 II 軸計算轉速r/min2000 850 80018按接觸疲勞計算齒輪模數 m mrnuZZu rKWNNujjdjmd .04;98.305173.410)(638min/8;9.;2; ;~in)/()(][116382jm1j ??????????? 取小 齒 輪 齒 數大 小 齒 輪 齒 數 比 齒 輪 計 算 轉 速驅 動 電 機 的 功 率???（2）齒輪計算。齒輪幾何尺寸見下表按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數 78 42 58 62模數 4 4 4 4分度圓直徑 312 168 232 248齒頂圓直徑 320 176 240 256齒根圓直徑 302 158 222 238齒寬 24 24 24 2419??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取 N 為電動機功率，N=4kW;-----計算轉速（r/min）. jnm-----初算的齒輪模數（mm）,B----齒寬（mm）;z----小齒輪齒數；u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=2;-----壽命系數；sK=sTnNq----工作期限系數；mTCK016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（ r/min）， =500（r/min ）1n1n----基準循環(huán)次數，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數，查 【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數，查【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數，查 【5】2 上, =0.60q q20-----工作狀況系數，取 =1.13K3K-----動載荷系數，查 【5】2 上，取 =12 2------齒向載荷分布系數，查 【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa），查【4】，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據上述公式，可求得及查取值可求得：???? 合 格＝ ＝；彎 曲 應 力 校 核 ： 合 格接 觸 應 力 校 核 ： ????? ?????MPapBYnZmNKKCTnPapuBNKZmKCTnjSsqNn mTjSj sqNn mT3205.14109 95.Y;70;8.;3. 6.2 1025.4)1(08890;6.;5.;3. 3.11235W132??按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據基本組的計算，查文獻【6】，可得: =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5 ， =355；可求得：2K1j21???? 合 格＝ ＝；彎 曲 應 力 校 核 ： 合 格接 觸 應 力 校 核 ： ????? ?????MPapBYnZmNKKCTnPapuBNKZmKCTnjSsqNn mTjSj sqNn mT3205.14109 95.Y;70;8.;3. 6.2 1025.4)1(08890;6.;5.;3. 3.11235W132??3.4 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=27KW，根據【1】表 3.20，前軸徑應為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 T=9550 =9550× =318.3N.mnP807假設該機床為車床的最大加工直徑為 300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 60%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.318背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.622主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA63810.98.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 電動機的選擇Pmax=27kW；n max=4000r/min選用調速電動機 4.2 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.3 變速操縱機構的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯滑移齒輪和二聯滑移齒輪。23第 5 章 校核5.1 軸的校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：（a） 主軸的前端部撓度 []0.250.1sy????（b） 主軸在前軸承處的傾角 []rad??容 許 值 軸 承（c） 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒65170850236851095D1.07 879il mL??????? ??平 均 總E 取為 ，52.MPa44 407(1)(1)35690()668dI???????434910.9253.922zpF Ndn????主 計件 （ ），.57()yzN0.17()xzFN?由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算 4429102953.852)QPFmzn????主計主 主 （將其分解為垂直分力和水平分力由公式 ,tatanQynQzyF?????可得 2105(),647()zyFN801352)3ZMl Nm??A件25764(yyl?件131025)xxFd??A件主軸載荷圖如下所示：24由上圖可知如下數據：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm計算（在垂直平面）, ,1()6QZFabclyEI???2()3ZFcylEI??3(23)6zMcylEI??230.17sz， ，()QZabIl??齒 1 (2)6ZlcI?齒 2 (3)ZlcI?齒 35.9?????齒 齒 齒 2齒 3， ，()6QZFlEI軸 承 1 zFlEI軸 承 23ZMlI?軸 承5.10???軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3計算（在水平面）, ,1()6QyFabclEI???2()3yFclEI??3()(23)6yxclEI??230.17sy25， ，()3QyFabEIl???齒 1 (23)6yFlcEI???齒 2()(3yxMlcEI????齒 351.80???齒 齒 齒 2齒 3， ，()6QylI軸 承 1 ylI軸 承 2()3yxlI軸 承5.?????軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3合成： 20.18.sszyy??2501???齒 齒 齒 .3.?軸 承 軸 承 Z軸 承 Y5.2 軸承壽命校核Ⅰ軸選用的是深溝球軸承軸承 6006,其基本額定負荷為 13.0KN齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據設計要求，應該對Ⅰ軸未端的軸承進行校核。Ⅰ軸傳遞的轉矩 nPT950?T=9550 =23 N.m81.2齒輪受力 N4053*?dF根據受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為N121?lRrvN38745802??v因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按《機械設計》表 10-5查得 pf為 1.0 到 1.2，取 ，則有：0.1?pfN 1452.1??RXPN38722fp26故該軸承能滿足要求。由 П 軸最小軸徑可取軸承為 7008C 角接觸球軸承,ε=3；P=XF r+YFaX=1，Y=0。對Ⅱ軸受力分析得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。第 6 章 結構設計及說明6.1 結構設計的內容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一 0 般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：271 布置傳動件及選擇結構方案。2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。6.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上?？偛贾脮r需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。結 論經過這次課程設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。在設計過程中，得到 XX 老師的精心指導28和幫助，在此表示衷心的感謝。分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，由于筆者水平有限，加之時間倉促，僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設計和校核，定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。參考文獻【1】.機械設計 科學出版社【2】.機械課程設計 科學出版社【3】.機床設計手冊 機械工業(yè)出版社29【4】.機床設計圖冊 上?？茖W技術出版社 【5】.機械設計（第四版） 高等教育出版社【6】.機械制圖 高等教育出版社【7】、鄭文經 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版【8】、于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社 致 謝本次設計是在我的導師 XX 教授的親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹的治學精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持，在此，謹向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意！。30此外，在畢業(yè)設計過程中，也得到了其他老師和同學的幫助，設計任務一直在很好的氛圍中進行，在這里，也向他們表示真誠的感謝！再次向設計中所有提供過幫助的人表示感謝！1寧XX 大學課 程 設 計 (論 文 )數控車床主軸箱結構設計所 在 學 院專 業(yè)班 級姓 名學 號指 導 老 師年 月 日2摘 要根據已確定的運動參數以變速箱展開圖的總中心距最小為目標，擬定變速系統(tǒng)的變速方案，以獲得最優(yōu)方案以及較高的設計效率。在機床主傳動系統(tǒng)中，為減少齒輪數目，簡化結構，縮短軸向尺寸，用齒輪齒數的設計方法是試算，湊算法，計算麻煩且不易找出合理的設計方案。本文通過對主傳動系統(tǒng)中三聯滑移齒輪傳動特點的分析與研究，繪制零件工作圖與主軸箱展開圖及剖視圖。關鍵詞 分級變速；傳動系統(tǒng)設計,傳動副，結構網，結構式，齒輪模數，傳動比4目 錄摘 要 2目 錄 4第 1 章 緒論 .61.1 課程設計的目的 .61.2 課程設計的內容 .61.2.1 理論分析與設計計算 .61.2.2 圖樣技術設計 .61.2.3 編制技術文件 61.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求 .61.3.1 課程設計題目和主要技術參數 6第 2 章 運動設計 .82.1 運動參數及轉速圖的確定 .82.1.4 確定結構網 82.1.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖 92.2 確定各變速組此傳動副齒數 10第 3 章 動力計算 113.1 帶傳動設計 113.1.1 計算設計功率 Pd 113.1.2 選擇帶型 .123.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速 .133.1.4 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角 .133.1.5 確定帶的根數 z .143.1.6 確定帶輪的結構和尺寸 .143.1.7 確定帶的張緊裝置 .153.1.8 計算壓軸力 .153.2 計算轉速的計算 173.3 齒輪模數計算及驗算 .1753.4 主軸合理跨距的計算 21第 4 章 主要零部件的選擇 224.1 電動機的選擇 224.2 軸承的選擇 224.3 變速操縱機構的選擇 22第 5 章 校核 235.1 軸的校核 235.2 軸承壽命校核 25第 6 章 結構設計及說明 266.1 結構設計的內容、技術要求和方案 266.2 展開圖及其布置 27結 論 28參考文獻 .29致 謝 .306第 1 章 緒論1.1 課程設計的目的課程設計是在學完本課程后，進行一次學習設計的綜合性練習。通過課程設計，使學生能夠運用所學過的基礎課、技術基礎課和專業(yè)課的有關理論知識，及生產實習等實踐技能，達到鞏固、加深和拓展所學知識的目的。通過課程設計，分析比較機械系統(tǒng)中的某些典型機構，進行選擇和改進；結合結構設計，進行設計計算并編寫技術文件；完成系統(tǒng)主傳動設計，達到學習設計步驟和方法的目的。通過設計，掌握查閱相關工程設計手冊、設計標準和資料的方法，達到積累設計知識和設計技巧，提高學生設計能力的目的。通過設計，使學生獲得機械系統(tǒng)基本設計技能的訓練，提高分析和解決工程技術問題的能力，并為進行機械系統(tǒng)設計創(chuàng)造一定的條件。1.2 課程設計的內容課程設計內容由理論分析與設計計算、圖樣技術設計和技術文件編制三部分組成。1.2.1 理論分析與設計計算（1）機械系統(tǒng)的方案設計。設計方案的分析，最佳功能原理方案的確定。（2）根據總體設計參數，進行傳動系統(tǒng)運動設計和計算。（3）根據設計方案和零部件選擇情況，進行有關動力計算和校核。1.2.2 圖樣技術設計（1）選擇系統(tǒng)中的主要機件。（2）工程技術圖樣的設計與繪制。1.2.3 編制技術文件（1）對于課程設計內容進行自我經濟技術評價。（2）編制設計計算說明書。1.3 課程設計題目、主要技術參數和技術要求1.3.1 課程設計題目和主要技術參數技術參數：7數控車床主軸箱結構設計原始條件:一、齒輪變速： 用的是交流伺服電機1、主軸轉速：高檔 800～3150 rpm、低檔 7～800 rpm。2、主電機（直流主軸伺服電機）：額定轉速為 2000rpm，最高轉速為4000rpm，最低轉速為 35rpm。主電機功率:27 KW8第 2 章 運動設計2.1 運動參數及轉速圖的確定技術參數：技術參數：數控車床主軸箱結構設計原始條件:一、齒輪變速： 用的是交流伺服電機1、主軸轉速：高檔 800～3150 rpm、低檔 7～800 rpm。2、主電機（直流主軸伺服電機）：額定轉速為 2000rpm，最高轉速為4000rpm，最低轉速為 35rpm。主電機功率:27 KW(1)無級變速傳動系統(tǒng)的恒功率調速范圍 Rnp:Rnp= = =3.9275jNnmax80315(2)交流調速電動機的恒功率調速范圍 rnp:rnp= = =2rnmax204(3)分級變速傳動的轉速級數 Z：Z=lgRnp/lgrnp≈2 取 Z=22.1.4 確定結構網主軸的計算轉速為 800r/min由轉速得,選用齒輪精度為 8 級精度9圖 2-1 結構網 2.1.5 繪制轉速圖和傳動系統(tǒng)圖（1）繪制轉速圖：10轉速圖（2）畫主傳動系統(tǒng)圖。根據系統(tǒng)轉速圖及已知的技術參數1-2 軸最小中心距：A 1_2min1/2(Zmaxm+2m+D)軸最小齒數和:S zmin(Zmax+2+D/m)2.2 確定各變速組此傳動副齒數(1)Sz 100-120,中型機床 Sz=70-100?(2)直齒圓柱齒輪 Zmin 18-20?圖 2-3 主傳動系統(tǒng)圖（7）齒輪齒數的確定。據設計要求 Zmin≥18—20,由表 4.1，根據各變速組公比，可得各傳動比和齒輪齒數，各齒輪齒數如表 2-2。11第 3 章 動力計算3.1 帶傳動設計輸出功率 P=27kW,轉速 n1=4000r/min,n2=1700r/min3.1.1 計算設計功率 Pd edAdPK?表 4 工作情況系數 AK原動機ⅰ類 ⅱ類一天工作時間 /h工作機 10?10~16 16?0?10~16 16?載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮7.5kW?機；輕型運輸機1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋7.5k?轉式水泵；金屬切削機床；1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數 78 42 58 6212剪床；壓力機；印刷機；振動篩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1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6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1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8根據 V 帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16 小時），查《機械設計》P 296表 4，取 KA＝1.1。即 1.279.kWdAedPK???3.1.2 選擇帶型普通 V 帶的帶型根據傳動的設計功率 Pd 和小帶輪的轉速 n1 按《機械設計》P297 圖13－11 選取。根據算出的 Pd＝29.7kW 及小帶輪轉速 n1＝3500r/min ，查圖得：d d=80～100 可知13應選取 A 型 V 帶。3.1.3 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械設計》P 298表 13－7 查得，小帶輪基準直徑為 80～100mm則取 dd1=90mm ddmin.=75 mm（d d1根據 P295表 13-4 查得）表 3 V 帶帶輪最小基準直徑 mind槽型 Y Z A B C D Emind20 50 75 125 200 355 500 21 2350=.,90.3=1dd??由《機械設計》P 295表 13-4 查“V 帶輪的基準直徑”，得 =212mm2d① 誤差驗算傳動比： （ 為彈性滑動率）212.40()90(1%)di?????A ?誤差 符合要求1.430%.35i????A② 帶速 190v=7./66dnms??滿足 5m/s300mm，所以宜選用 E 型輪輻式帶輪。15總之，小帶輪選 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。3.1.7 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。3.1.8 計算壓軸力由《機械設計》P303 表 13－12 查得，A 型帶的初拉力 F0＝117.83N，上面已得到=172.63o，z=4，則1a1a172.632sin=4.8sinN=940.72ooFz???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 7-3。裝在軸上的筒形部分稱為輪轂，是帶輪與軸的聯接部分。中間部分稱為輪幅（腹板），用來聯接輪緣與輪轂成一整體。表 普通 V 帶輪的輪槽尺寸（摘自 GB/T13575.1-92） 槽型 項目 符號 Y Z A B C D E 基準寬度 b p 5.3 8.5 11.0 14.0 19.0 27.0 32.0 基準線上槽深 h amin 1.6 2.0 2.75 3.5 4.8 8.1 9.6 16基準線下槽深 h fmin 4.7 7.0 8.7 10.8 14.3 19.9 23.4 槽間距 e 8 ± 0.3 12 ± 0.3 15 ± 0.3 19 ± 0.4 25.5 ± 0.5 27 ± 0.6 44.5 ± 0.7 第一槽對稱面至端面的距離 f min 6 7 9 11.5 16 23 28 最小輪緣厚 5 5.5 6 7.5 10 12 15 帶輪寬 B B =( z -1) e + 2 f z —輪槽數 外徑 d a 32° ≤ 60 - - - - - - 34° - ≤ 80 ≤ 118 ≤ 190 ≤ 315 - - 36° 60 - - - - ≤ 475 ≤ 600 38° 對應的基準直徑 d d - ＞ 80 ＞ 118 ＞ 190 ＞ 315 ＞ 475 ＞ 600 輪 槽 角 極限偏差 ± 1 ± 0.5 V 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≤(2.5～3)d 時)，如圖 7 -6a。 （2） 腹板帶輪：用于中小尺寸的帶輪(dd≤ 300mm 時)，如圖 7-6b。 （3） 孔板帶輪：用于尺寸較大的帶輪((dd－d)＞ 100 mm 時)，如圖 7 -6c 。 （4） 橢圓輪輻帶輪：用于尺寸大的帶輪(dd＞ 500mm 時)，如圖 7-6d。（a） （b） （c） （d）圖 7-6 帶輪結構類型根據設計結果，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）173.2 計算轉速的計算（1）.主軸的計算轉速傳 動 件 的 計 算 轉 速)( min/80r?主 軸 的 計 算 轉 速, :各 軸 的 計 算 轉 速 如 下3.3 齒輪模數計算及驗算1、計算各傳動軸的輸出功率 4(2)270.96.26.8085(3):26.95105().19878IrbIgIIPnKWTNm??????????1~5.0][ ;:(][9)4(4? ?????該 軸 的 計 算 轉 速該 軸 的 傳 遞 功 率注由 公 式 擇軸 徑 的 計 算 以 及 鍵 的 選 jj nPnd4、模數計算，一般同一變速組內的齒輪取同一模數，選取負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式進行計算，即 mj=16338 可得各組的模數，如表 3-321][)(jjmnuzP???3 所示。45 號鋼整體淬火， []10jMP??軸 序 號電動機(0) I 軸 II 軸計算轉速r/min2000 850 80018按接觸疲勞計算齒輪模數 m mrnuZZu rKWNNujjdjmd .04;98.305173.410)(638min/8;9.;2; ;~in)/()(][116382jm1j ??????????? 取小 齒 輪 齒 數大 小 齒 輪 齒 數 比 齒 輪 計 算 轉 速驅 動 電 機 的 功 率???（2）齒輪計算。齒輪幾何尺寸見下表按基本組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。計算如下：① 齒面接觸疲勞強度計算：接觸應力驗算公式為齒輪 Z1 Z1` Z2 Z2`齒數 78 42 58 62模數 4 4 4 4分度圓直徑 312 168 232 248齒頂圓直徑 320 176 240 256齒根圓直徑 302 158 222 238齒寬 24 24 24 2419??jfsj MPauBnNKzm??????)()1(02832彎曲應力驗算公式為：??wswPaBYnz?????)(109235式中 N----傳遞的額定功率（kW），這里取 N 為電動機功率，N=4kW;-----計算轉速（r/min）. jnm-----初算的齒輪模數（mm）,B----齒寬（mm）;z----小齒輪齒數；u----小齒輪齒數與大齒輪齒數之比,u=2;-----壽命系數；sK=sTnNq----工作期限系數；mTCK016?T------齒輪工作期限，這里取 T=15000h.;-----齒輪的最低轉速（ r/min）， =500（r/min ）1n1n----基準循環(huán)次數，接觸載荷取 = ，彎曲載荷取 =0C0C70C612?m----疲勞曲線指數，接觸載荷取 m=3；彎曲載荷取 m=6;----轉速變化系數，查 【5】2 上，取 =0.60nKnK----功率利用系數，查【5】2 上，取 =0.78N N-----材料強化系數，查 【5】2 上, =0.60q q20-----工作狀況系數，取 =1.13K3K-----動載荷系數，查 【5】2 上，取 =12 2------齒向載荷分布系數，查 【5】2 上， =1 1 1KY------齒形系數，查 【5】2 上，Y=0.386；----許用接觸應力（MPa）,查【4】，表 4-7，取 =650 Mpa；??j? ??j?---許用彎曲應力（ MPa），查【4】，表 4-7，取 =275 Mpa；w w根據上述公式，可求得及查取值可求得：???? 合 格＝ ＝；彎 曲 應 力 校 核 ： 合 格接 觸 應 力 校 核 ： ????? ?????MPapBYnZmNKKCTnPapuBNKZmKCTnjSsqNn mTjSj sqNn mT3205.14109 95.Y;70;8.;3. 6.2 1025.4)1(08890;6.;5.;3. 3.11235W132??按擴大組最小齒輪計算。小齒輪用 40Cr，調質處理，硬度 241HB～286HB，平均取 260HB，大齒輪用 45 鋼，調質處理，硬度 229HB～286HB ，平均取 240HB。同理根據基本組的計算，查文獻【6】，可得: =0.62， =0.77， =0.60， =1.1，nKNqK3=1， =1，m=3.5 ， =355；可求得：2K1j21???? 合 格＝ ＝；彎 曲 應 力 校 核 ： 合 格接 觸 應 力 校 核 ： ????? ?????MPapBYnZmNKKCTnPapuBNKZmKCTnjSsqNn mTjSj sqNn mT3205.14109 95.Y;70;8.;3. 6.2 1025.4)1(08890;6.;5.;3. 3.11235W132??3.4 主軸合理跨距的計算由于電動機功率 P=27KW，根據【1】表 3.20，前軸徑應為 60~90mm。初步選取d1=80mm。后軸徑的 d2=（ 0.7~0.9）d 1，取 d2=60mm。根據設計方案，前軸承為NN3016K 型，后軸承為圓錐滾子軸承。定懸伸量 a=120mm，主軸孔徑為 30mm。軸承剛度，主軸最大輸出轉矩 T=9550 =9550× =318.3N.mnP807假設該機床為車床的最大加工直徑為 300mm。床身上最常用的最大加工直徑，即經濟加工直徑約為最大回轉直徑的 50%，這里取 60%，即 180mm，故半徑為 0.09m；切削力（沿 y 軸） Fc= =4716N09.318背向力（沿 x 軸） Fp=0.5 Fc=2358N總作用力 F= =5272.65N2pC?此力作用于工件上，主軸端受力為 F=5272.65N。先假設 l/a=2，l=3a=240mm。前后支承反力 RA 和 RB 分別為RA=F× =5272.65× =7908.97Nla?2401?RB=F× =5272.65× =2636.325Nl根據文獻【1】式 3.7 得：Kr=3.39 得前支承的剛度：K A= 1.0Fr8.La9.0)(iza.1cos1689.69 N/ ；K B= 785.57 N/ ； = =2.15m?m?BAK57.622主軸的當量外徑 de=(80+60)/2=70mm，故慣性矩為I= =113.8×10-8m464)03.7.(???η= = =0.143aKEA63810.98.2??查【1】圖 3-38 得 =2.0，與原假設接近，所以最佳跨距 =120×2.0=240mml0 0l合理跨距為（0.75-1.5） ，取合理跨距 l=360mm。0l根據結構的需要，主軸的實際跨距大于合理跨距，因此需要采取措施增加主軸的剛度，增大軸徑：前軸徑 D=100mm，后軸徑 d=80mm。前軸承采用雙列圓柱滾子軸承，后支承采用背對背安裝的角接觸球軸承。第 4 章 主要零部件的選擇 4.1 電動機的選擇Pmax=27kW；n max=4000r/min選用調速電動機 4.2 軸承的選擇I軸：與帶輪靠近段安裝雙列角接觸球軸承代號7007C 另一安裝深溝球軸承6012II軸：對稱布置深溝球軸承6009III軸：后端安裝雙列角接觸球軸承代號7015C 另一安裝端角接觸球軸承代號7010C中間布置角接觸球軸承代號7012C4.3 變速操縱機構的選擇選用左右擺動的操縱桿使其通過桿的推力來控制II軸上的三聯滑移齒輪和二聯滑移齒輪。23第 5 章 校核5.1 軸的校核（1）主軸剛度符合要求的條件如下：（a） 主軸的前端部撓度 []0.250.1sy????（b） 主軸在前軸承處的傾角 []rad??容 許 值 軸 承（c） 在安裝齒輪處的傾角 .容 許 值 齒65170850236851095D1.07 879il mL??????? ??平 均 總E 取為 ，52.MPa44 407(1)(1)35690()668dI???????434910.9253.922zpF Ndn????主 計件 （ ），.57()yzN0.17()xzFN?由于小齒輪的傳動力大，這里以小齒輪來進行計算 4429102953.852)QPFmzn????主計主 主 （將其分解為垂直分力和水平分力由公式 ,tatanQynQzyF?????可得 2105(),647()zyFN801352)3ZMl Nm??A件25764(yyl?件131025)xxFd??A件主軸載荷圖如下所示：24由上圖可知如下數據：a=364mm,b=161mm,l=525mm,c=87mm計算（在垂直平面）, ,1()6QZFabclyEI???2()3ZFcylEI??3(23)6zMcylEI??230.17sz， ，()QZabIl??齒 1 (2)6ZlcI?齒 2 (3)ZlcI?齒 35.9?????齒 齒 齒 2齒 3， ，()6QZFlEI軸 承 1 zFlEI軸 承 23ZMlI?軸 承5.10???軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3計算（在水平面）, ,1()6QyFabclEI???2()3yFclEI??3()(23)6yxclEI??230.17sy25， ，()3QyFabEIl???齒 1 (23)6yFlcEI???齒 2()(3yxMlcEI????齒 351.80???齒 齒 齒 2齒 3， ，()6QylI軸 承 1 ylI軸 承 2()3yxlI軸 承5.?????軸 承 軸 承 軸 承 2軸 承 3合成： 20.18.sszyy??2501???齒 齒 齒 .3.?軸 承 軸 承 Z軸 承 Y5.2 軸承壽命校核Ⅰ軸選用的是深溝球軸承軸承 6006,其基本額定負荷為 13.0KN齒輪越小越靠近軸承，對軸承的要求越高。根據設計要求，應該對Ⅰ軸未端的軸承進行校核。Ⅰ軸傳遞的轉矩 nPT950?T=9550 =23 N.m81.2齒輪受力 N4053*?dF根據受力分析和受力圖可以得出軸承的徑向力為N121?lRrvN38745802??v因軸承在運轉中有中等沖擊載荷，又由于不受軸向力，按《機械設計》表 10-5查得 pf為 1.0 到 1.2，取 ，則有：0.1?pfN 1452.1??RXPN38722fp26故該軸承能滿足要求。由 П 軸最小軸徑可取軸承為 7008C 角接觸球軸承,ε=3；P=XF r+YFaX=1，Y=0。對Ⅱ軸受力分析得：前支承的徑向力 Fr=2642.32N。由軸承壽命的計算公式：預期的使用壽命 [L10h]=15000hL10h= × = × = h≥[L 10h]n1670?)PC(180673)28.10(?367.10()284.9524??=15000h軸承壽命滿足要求。第 6 章 結構設計及說明6.1 結構設計的內容、技術要求和方案設計主軸變速箱的結構包括傳動件（傳動軸、軸承、帶輪、齒輪、離合器和制動器等）、主軸組件、操縱機構、潤滑密封系統(tǒng)和箱體及其聯結件的結構設計與布置，用一張展開圖和若干張橫截面圖表示。課程設計由于時間的限制，一 0 般只畫展開圖。主軸變速箱是機床的重要部件。設計時除考慮一般機械傳動的有關要求外，著重考慮以下幾個方面的問題。精度方面的要求，剛度和抗震性的要求，傳動效率要求，主軸前軸承處溫度和溫升的控制，結構工藝性，操作方便、安全、可靠原則，遵循標準化和通用化的原則。主軸變速箱結構設計時整個機床設計的重點，由于結構復雜，設計中不可避免要經過反復思考和多次修改。在正式畫圖前應該先畫草圖。目的是：271 布置傳動件及選擇結構方案。2 檢驗傳動設計的結果中有無干涉、碰撞或其他不合理的情況，以便及時改正。3 確定傳動軸的支承跨距、齒輪在軸上的位置以及各軸的相對位置，以確定各軸的受力點和受力方向，為軸和軸承的驗算提供必要的數據。6.2 展開圖及其布置展開圖就是按照傳動軸傳遞運動的先后順序，假想將各軸沿其軸線剖開并將這些剖切面平整展開在同一個平面上?？偛贾脮r需要考慮制動器的位置。制動器可以布置在背輪軸上也可以放在其他軸上。制動器不要放在轉速太低軸上，以免制動扭矩太大，是制動尺寸增大。齒輪在軸上布置很重要，關系到變速箱的軸向尺寸，減少軸向尺寸有利于提高剛度和減小體積。結 論經過這次課程設計，使我對機械系統(tǒng)設計這門課當中許多原理公式有了進一步的了解，并且對設計工作有了更深入的認識。在設計過程中，得到 XX 老師的精心指導28和幫助，在此表示衷心的感謝。分級變速主傳動系統(tǒng)設計的結構及部分計算，到這里基本結束了，由于筆者水平有限，加之時間倉促，僅對分級變速主傳動系統(tǒng)主要部分進行設計和校核，定有許多地方處理不夠妥當，有些部分甚至可能存在錯誤，望老師多提寶貴意見。參考文獻【1】.機械設計 科學出版社【2】.機械課程設計 科學出版社【3】.機床設計手冊 機械工業(yè)出版社29【4】.機床設計圖冊 上?？茖W技術出版社 【5】.機械設計（第四版） 高等教育出版社【6】.機械制圖 高等教育出版社【7】、鄭文經 主編 《機械原理》 高等教育出版社 第七版【8】、于惠力 主編 《機械設計課程設計》 科學出版社 致 謝本次設計是在我的導師 XX 教授的親切關懷和悉心指導下完成的。他嚴肅的科學態(tài)度，嚴謹的治學精神，精益求精的工作作風，深深地感染和激勵著我。從課題的選擇到項目的最終完成，老師都始終給予我細心的指導和不懈的支持，在此，謹向教師表示衷心的感謝和崇高的敬意！。30此外，在畢業(yè)設計過程中，也得到了其他老師和同學的幫助，設計任務一直在很好的氛圍中進行，在這里，也向他們表示真誠的感謝！再次向設計中所有提供過幫助的人表示感謝！