銑床主傳動系統(tǒng) 哈爾濱工業(yè)大學課程設計

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1、 綜合課程設計II項目總結(jié)報告 題 目：臥式升降臺銑床主傳動系統(tǒng)設計 院 （系） 機電工程學院 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 學 生 傅宇蕾 學 號 1090810402 班 號 1090810402 指導教師 富宏亞，韓德東 填報日期 2013年3月14 哈爾濱工業(yè)大學機電工程學院制 2012年4月 哈爾濱工業(yè)大學綜合課程設計II任務書 姓 名：傅宇蕾

2、 院 系：機電工程學院 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 班 號：10908104 學 號：1090810402 任務起止日期：2013年 2月 25 日 至2013 年 3月 24 日 課程設計題目： 主要內(nèi)容： 技術要求： 進度安排： 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任意見： 教研室主任簽字： 年 月 日 目錄 第

3、1章 項目背景分析1 第2章 研究計劃要點與執(zhí)行情況1 2.1設計任務書1 2.2進度安排1 第3章．項目關鍵技術的解決 3.1課程設計要求2 第4章．具體研究內(nèi)容與技術實現(xiàn) 4.1運動設計2 4.2傳動零件的初步計算7 4.3零件的驗算9 第5章．技術指標分析19 第6章．存在的問題與建議19 參考文獻20 III 第1章 緒論 1．項目背景分析 《綜合課程設計II》是機械設計制造及自動化專業(yè)極其重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。其目的在于通過機床主運動機械變速傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)設計，使學生在擬定傳動和變速的結(jié)構(gòu)方案中，得到設計構(gòu)思，方案分析，結(jié)構(gòu)工藝性，機

4、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，并培養(yǎng)學生具有初步的結(jié)構(gòu)分析，結(jié)構(gòu)設計和計算能力。 2．研究計劃要點與執(zhí)行情況 2.1 設計任務書 題目 公比φ Nmin 級數(shù)Z 功率N（KW） 銑床 工作臺面積250mm×1000mm臥式升降臺銑床主傳動系統(tǒng)設計 1.26 25 18 4 表1 2.2 進度安排： 第一周 第二周 第三周 星期 1 2 3、4、5 1 2 3、4、5 1 2、3、4 5 準備 初算開題 展開草圖 截面草圖 驗算加粗 論文、報告 答

5、辯 圖版、手冊、指導書、圖冊等 齒輪和軸的布置完成 項目總結(jié)報告 教師下達任務書 表2 3．項目關鍵技術的解決 3.1課程設計設計要求： （1） 圖紙工作量：畫兩張圖：開展圖（A0）。操縱機構(gòu)、摩擦離合器、換向、制動和潤滑不要求畫，但要求掌握。截面圖（A1）：畫剖面軸系布置示意圖（包括截面外形及尺寸、車床標中心高）。 （2） 標注：中心距，配合尺寸，中心高（車床），外形尺寸。 （3） 明細：不設明細表，件號采用流水號（1,2,3…）標注，標準件的標準直接標在圖紙上（件號下面），標題欄采用標準裝配圖的標題欄（180×56），其中，圖號：

6、KS01（表示：課設01號圖紙）；單位：哈爾濱工業(yè)大學；圖名：主傳動系統(tǒng)裝配圖 （4） 驗算：一對齒輪，小齒輪驗算彎曲強度，大齒輪驗算接觸強度，一根傳動軸，主軸按兩支撐計算。 （5） 主軸端部結(jié)構(gòu)要按標準畫。 4．具體研究內(nèi)容與技術實現(xiàn) 4.1 運動設計 ４.1.1 確定極限轉(zhuǎn)速 由任務書知 nmin=25，級數(shù)Z=18,公比φ=1.26，得 nmax=nmin×φz-1=25×1.2618-1=1250(r/min) 式（4-1） 則轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍Rn為 Rn=φz-1=1.2617=50 式（4-2） ４.1.2

7、 確定公比 由任務書知 公比φ=1.26，由此查參考文獻[1]附錄1，得到各級轉(zhuǎn)速為n1=25, n2=31.5, n3=40, n4=50, n5=63, n6=80, n7=100, n8=125, n9=160, n10=200, n11=250, n12=315, n13=400, n14=500, n15=630, n16=800, n17=1000, n18=1250。 ４.1.3 確定轉(zhuǎn)速級數(shù) 由任務書知 級數(shù)Z=18 ４.1.4 確定結(jié)構(gòu)網(wǎng)或結(jié)構(gòu)式 根據(jù)“前多后少”以及“前小后大”的原則，確定結(jié)構(gòu)式為： Z=31×33×29

8、 式（4-3） 畫出結(jié)構(gòu)網(wǎng)（圖1） 圖1 結(jié)構(gòu)網(wǎng) ４.1.5繪制轉(zhuǎn)速圖 ４.1.5.1 選定電機 由任務書知 功率Nd=4KW，最高轉(zhuǎn)速nmax=1250(r/min)，由參考文獻[1]附錄2選定電機型號為Y112M-4，同步轉(zhuǎn)速nd=1500(r/min） ４.1.5.2 分配總降速轉(zhuǎn)動比 總降速傳動比uП=nminnd=28÷1500=1:60 式（4-4） 根據(jù)“先緩后急”原則，確定各變速組最小傳動比 ４.1.5.3 確定傳動軸的軸數(shù) 傳動軸數(shù)=變速組數(shù)+定比傳動副數(shù)+1=3+1+1=5 ４.1.5.4 繪制轉(zhuǎn)速

9、圖 根據(jù)上述結(jié)論，繪制 轉(zhuǎn)速圖（圖2） 圖2 轉(zhuǎn)速圖 ４.1.6繪制傳動系統(tǒng)圖 ４.1.6.1 應該注意的問題 1 因為零件的擦書尚未確定，一般根據(jù)轉(zhuǎn)速圖，先按傳動副的傳動比擬定一個主傳動系統(tǒng)草圖。待裝配圖完成后再修改草圖為證實系統(tǒng)傳動圖，傳動軸上的出路軸向位置大致展開圖相對應，畫出軸承符號，標上軸號，齒輪齒數(shù)及模數(shù)，皮帶輪直徑，電動機型號，功率和轉(zhuǎn)速。 2.要有利降低齒輪變速箱的噪聲 （1）主軸高轉(zhuǎn)速范圍的傳動比排列，可采用先降速后升速的傳動，使總轉(zhuǎn)速和減小，以期降低噪聲。這種高速傳動采用先降后升，可使同一變速組的傳動比有升速有降速，有利于減小齒數(shù)和，齒輪線速度及中心距

10、。 （2）主軸高速傳動時，應縮短傳動鏈，以減小傳動副數(shù)。 （3）不采用噪聲大的錐齒輪傳動副，如立銑可全部采用垂直排列的傳動軸。 （4）前邊的變速組中的降速傳動比不宜采用極限值，以避免增加徑向尺寸。最末變速組中可采用最小傳動比，特別是銑床以增加主軸的飛輪效應。 ４.1.7確定變速組齒輪傳動副的齒數(shù) 查《機械裝備制造》表5-1查得各齒輪齒數(shù) ４.1.7確定變速組齒輪傳動副的齒數(shù) 實際傳動比所造成的主軸轉(zhuǎn)速誤差，一般不超過+/-10(φ-1),即 實際轉(zhuǎn)速n'-標準轉(zhuǎn)速n標準轉(zhuǎn)速n<10(φ-1)% 式（4-5） 實際轉(zhuǎn)速n' 標準轉(zhuǎn)速n 主

11、軸轉(zhuǎn)速誤差 1440x75172x4141x4545x7035=1260 1250 1260-12501250=0.8%<2.6% 1440x75172x3646x4545x7035=999.7 1000 999.7-10001000=-0.03%<2.6% 1440x75172x3250x4545x7035=787.8 800 787.8-800800=-1.52%<2.6% 1440x75172x4141x3060x7035=630.3 630 630.3-630630=0.05%<2.6% 1440x75172x3646x3060x7035=499.9 500

12、 499.9-500500=-0.02%<2.6% 1440x75172x3250x3060x7035=393.9 400 393.9-400400=-1.5%<2.6% 1440x75172x4141x1872x7035=315.1 315 315.1-315315=0.03%<2.6% 1440x75172x3646x1872x7035=249.9 250 249.9-250250=-0.04%<2.6% 1440x75172x3250x1872x7035=197 200 197-200200=-1.5%<2.6% 1440x75172x4141x4545x21

13、84=157.6 160 157.6-160160=-1.5%<2.6% 1440x75172x3646x4545x2184=125 125 125-125125=0<2.6% 1440x75172x3250x4545x2184=98.5 100 98.5-100100=-1.5%<2.6% 1440x75172x4141x3060x2184=78.8 80 78.8-8080=-1.5%<2.6% 1440x75172x3646x3060x2184=62.5 63 62.5-6363=0.79%<2.6% 1440x75172x3250x3060x2184=49

14、.2 50 49.2-5050=-1.5%<2.6% 1440x75172x4141x1872x2184=39.4 40 39.4-4040=-1.5%<2.6% 1440x75172x3646x1872x2184=31.2 31.5 31.2-31.531.5=-0.95%<2.6% 1440x75172x3250x1872x2184=24.6 25 24.6-2525=-1.6%<2.6% 表3 ４.1.8各軸的計算轉(zhuǎn)速 軸序號 II III IV V 計算轉(zhuǎn)速(nj/r. min) 630 400 100 80 表4 齒輪代號 Z1

15、Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16 Z17 Z18 齒數(shù) 75 172 41 41 36 46 32 50 45 45 30 60 18 72 70 35 21 84 計算轉(zhuǎn)速 1440 630 630 630 630 500 630 400 400 400 500 125 400 100 100 200 315 80 表5 ４.2 傳動零件的初步計算 初步計算是為了大致確定傳動零件的主要尺寸（如傳動軸直徑和齒輪

16、模數(shù)等），以便繪制主軸變速箱的軸系展開草圖。在繪制草圖布置的過程中，同時考慮零件結(jié)構(gòu)工藝性，進一步確定零件的其他結(jié)構(gòu)參數(shù)，一些數(shù)據(jù)要按有關規(guī)定選取。 ４.2.1傳動軸直徑初定 d=914Nnj [φ](mm) 式（4-7） 式中 d----傳動軸直徑（mm） Tn---該軸傳遞的額定扭矩(Nmm) N----該軸傳遞的功率（kW） nj---該軸的計算轉(zhuǎn)速（r/min） φ—該軸每米長允許扭轉(zhuǎn)角（deg/m），一般傳動軸取φ=0.5?~1?。對空心軸須將（6）（7）式計算值再乘以系數(shù)k。 取：V帶傳動效率η

17、1=0.95 圓柱齒輪傳動效率η2=0.95~0.97 軸承傳動效率η3=0.98 φ=0.75?(可上下圓整) II軸 dII=914Nd×η1nj [φ]=9144×0.95630×0.75=27.25 III軸 dIII=914Nd×η1×η2×η32nj [φ]=9144×0.95×0.95×0.982400×0.75=29.84 IV軸 dIV=914Nd×η1×η22×η34nj [φ]=9144×0.95×0.952×0.984400×0.75=41.23 ４.2.2主軸軸徑的確定 對通用機床的主軸尺寸參數(shù)，多由結(jié)構(gòu)上的需要而定，查相關手冊得，功率為4Kw的銑床主

18、軸軸徑為60~95mm。取D1 =80mm;由規(guī)定可知，后軸徑的軸徑D2=（0.75~0.85）D1(mm)，取D2=64mm。 ４.2.3各軸軸徑的值 軸序號 II III IV 軸徑( mm) 28 32 40 表6 ４.2.3齒輪模數(shù)的初步計算 一般同一變速組中的齒輪取同一模數(shù)，選擇負荷最重的小齒輪，按簡化的接觸疲勞強度公式計算： mj=163383(μ±1)Ndφmz12μ[σj]2nj (mm) 式（4-8） 式中 mj----按接觸疲勞強度計算的齒輪模數(shù)（mm）; Nd---驅(qū)動電機功率（Kw）

19、； nj----計算齒輪的計算轉(zhuǎn)速（r/min）; μ---大齒輪齒數(shù)與小齒輪齒數(shù)之比，μ≥1外嚙合取“+”號，內(nèi)嚙合取“-”號； z1---小齒輪齒數(shù)； φm---齒寬系數(shù)，φm=Bm(B為齒寬系數(shù)，m為模數(shù))，φm=6~10 [σj]---許用接觸應力（MPa）取σj=1370 MPa 第一組：選取II軸齒數(shù)為32的齒輪： mj=163383(5032+1)×48×322×5032×13702×6 =1.43(mm) 取mj=3 第二組：選取IV軸齒數(shù)為18的齒輪： mj=163383(4+1)×48×182×4×13702×400=2.23(mm)取mj=3

20、 第三組：選取V軸齒數(shù)為21的齒輪: mj=163383(4+1)×48×212×4×13702×315 =2.18(mm) 取mj=3 ４.2.4傳動系統(tǒng)圖S 圖3 傳動系統(tǒng)圖 ４.3 零件的驗算 在零件的尺寸和位置確定后，就具體的知道了他們的受力狀態(tài)，力的大小，作用點和方向，從而可以對零件進行較精確的驗算。 ４.3.1 直齒圓柱齒輪的應力計算 在驗算變速箱中的齒輪應力時，選相同模數(shù)中承受載荷最大的，齒數(shù)最小的齒輪進行接觸應力和彎曲應力驗算，一般對高速傳動齒輪主要驗算接觸應力

21、，對低速傳動齒輪主要驗算彎曲應力，對硬齒面軟芯的滲淬火齒輪，一定要驗算彎曲應力。 接觸應力驗算公式為： σj=2088×103zmu±1K1K2K3KsNuBnjMpa≤[σj] 式4-9 彎曲應力驗算公式為： σw=191×105K1K2K3KsNzm2BYnjMpa≤[σw] 式4-10 式中： N----傳遞的額定功率（kw）N=η×Nd Nd—電動機功率kw η-從電動機到所計算齒輪的傳遞效率； nj—計算轉(zhuǎn)速rmin m—初算的齒輪模數(shù)(mm） B—齒寬（mm） Z—小齒輪齒數(shù)； u—大齒輪與小齒輪

22、齒數(shù)u≥1,+用于外嚙合；-用于內(nèi)嚙合； Ks-壽命系數(shù) Ks=KTKnKNKq 式4-11 KT-工作期限系數(shù)： KT=m60n1TC0 式4-12 T—齒輪在機床工作期限(Ts)內(nèi)的總工作時間（h）,對于中型機床的齒輪取Ts=15000~20000h，同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可以近似的認為T=Ts/p，p為該變速組的傳動副數(shù)； n1—齒輪的最低轉(zhuǎn)速rmin C0—基準循環(huán)次數(shù)，接觸載荷取C0=107，彎曲載荷取C0=2×106 m—疲勞曲線指數(shù)，接觸

23、載荷取：m=3; 彎曲載荷時，對正火，調(diào)質(zhì)以及整體淬硬件取m=6.對表面淬硬件取m=9; Kn—轉(zhuǎn)速變化系數(shù)； KN—功率利用率； Kq—材料強化系數(shù)； K3—工作狀況系數(shù)；考慮載荷沖擊的影響，主運動中等沖擊取K3=1.2~1.6 K2—動載荷系數(shù) K1—齒向載荷分布系數(shù)； Y—齒形系數(shù)； [σj]—許用接觸應力；1650Mpa σw—許用彎曲應力；297Mpa 選取齒數(shù)為21和84的一對齒輪進行驗算，小齒輪驗算彎曲強度，大齒輪驗算接觸強度 系數(shù) K1 Y K2 K3 KT KN Kn Kq Z1=21 1 0.4 1.1 1.4 1.5

24、8 0.88 0.96 1 Z2=84 1 0.51 1.1 1.4 1.44 0.8 0.96 1 表6 小齒輪彎曲應力： σw=191×105K1K2K3KsNzm2BYnj=191×105×1×0.4×1.1×1.4×1.58×0.88×0.9621×32×24×0.4×315=109.9MPa 大齒輪接觸應力： σj=2088×103zmu±1K1K2K3KsNuBnj=2088×10384×34+11×1.1×1.4×1.44×0.8×0.96×44×24×80=544.08MPa 綜上，大小齒輪均符合要求。 ４.3.2 齒輪精度的確定

25、 根據(jù)齒輪的用途，圓周速度，載荷狀況，對噪聲，振動，使用壽命等方面的要求，確定齒輪選用7級精度。 ４.3.3傳動軸的彎曲剛度驗算 ４.3.3.1傳動軸上的彎曲載荷 齒輪傳動軸同時受輸入扭矩的齒輪驅(qū)動Qa和輸出扭矩的齒輪驅(qū)動阻力Qb的作用而產(chǎn)生彎曲變形。當齒輪為直齒圓柱齒輪，其嚙合角a=20°,齒面摩擦角ρ=5.72°時，則 Qa(或Qb)=2.12×107Nmzn(N) 式4-13 式中N—該齒輪傳遞的全功率（KW） m,z—該齒輪的模數(shù)，齒數(shù)； n—該傳動軸的計算工況轉(zhuǎn)速（r/min）(n=naj≥nbf或n=nbf≥naj);

26、naj—該軸輸入扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）; nbf—該軸輸出扭矩的齒輪計算轉(zhuǎn)速（r/min）; ４.3.3.2驗算兩支承傳動軸的彎曲變形 機床齒輪變速箱里的傳動軸，如果抗彎曲強度不足，講破壞軸及齒輪，軸承的正常工作條件，引起軸的橫向振動，齒輪的輪齒偏載，軸承內(nèi)，外圈相互傾斜，加劇零件的磨損，降低壽命。 齒輪傳動軸的抗彎剛度驗算，包括軸的最大撓度，滾動軸承處及齒輪安裝處的傾角驗算。其值均應小于允許變形量[y]及[θ] 為了計算方便，可以近似的以該軸的重點撓度帶（即在0.5l處） 代替最大撓度。 圖４ 傳動軸剛度驗算簡圖 若兩支撐的齒輪傳動軸為實心的圓形鋼軸

27、，忽略其支撐變形，在單一彎曲載荷作用下，其中點撓度為： ya(或yb)=171.39l3N(0.75x-x3)D4mzn 式4-14 式中： l—兩支承間的跨距；（mm） D—該軸的平均直徑(mm); X=ajl, aj—齒輪zi的工作位置至較近支點的距離；即aj

28、） yb —輸入扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度（mm） ya—輸出扭矩的齒輪在軸的中點引起的撓度（mm）β—驅(qū)動力Qa和Qb在橫拋面上，兩向量合成時的夾角deg‘ β=δ-2α+ρ 式（4-16） δ—在橫刨面圖上，被驗算的軸與其前，后傳動軸連心線的夾角（deg） 按如圖四所示嚙合情況，計算該軸的撓度 計算過程如下： 輸入： xa=315 Na=4×0.95×0.982=3.65 m=3 z=60 n=500 ya=171.39l3N0.75x-x3D4mzn=0.163mm 輸出: xb=180

29、 Nb=4×0.95×0.984=3.5 m=3 z=70 n=500 yb=171.39l3N0.75x-x3D4mzn=0.093 合成后 yh=ya2+yb2-2yaybcosβ=0.23(mm) 查表知，許用的撓度對一般傳動軸為0.0003~0.0005l； 計算得：0.0005×735=0.37 即：0.23<0.37 撓度符合要求。 傳動軸在支承點A,B處的傾角θA，θB，可按下式計算： θA=-θB=3yhlrad≤θrad 式（4-17） θA=-θB=3yhl=3×

30、0.23735=0.0009(rad) 查表得：安裝軸承處的許用角度為：0.001rad 因此驗算后滿足要求。 【注】當支承處（A,B），軸的傾角小于安裝齒輪處的傾角允許值時，則齒輪處的傾角就不必再進行驗算。當軸的各段直徑相差不大而且計算精度要求不高時，可按平均直徑的等徑進行計算。 ４.3.4兩軸承主軸組件的靜剛度驗算 機床主軸組件的靜剛度是指它在力的作用下抵抗變形的能力。 1.主軸軸段撓度的允許值: 選用驗算主軸軸端的撓度為依據(jù)，主軸軸端的撓度yc的經(jīng)驗數(shù)據(jù)為: 式中：——兩支承間的距離,在本主軸中,.故取 2.切削力的確定 最大圓周切削力須按主軸輸出全功率和最大扭

31、矩確定,其計算公式為： 式（4-18） 式中：——電動機額定功率(kW),此處. ——主傳動系統(tǒng)的總效率,,為各傳動副、軸承的效率,總效率,此處,為方便起見,起 ——主軸的計算轉(zhuǎn)速),由前知,主軸的計算轉(zhuǎn)速為. ——計算直徑,對于銑床,為最大端銑刀計算直徑,對于升降臺寬度為的臥式銑床,其端銑刀的計算直徑及寬度分別為,. 得 驗算主軸組件剛度時,須求出作用在垂直于主軸軸線的平面內(nèi)的最大切削合力.對于升降臺式銑床的銑削力,一般按端銑計算,不妨設本銑床進給系統(tǒng)的末端傳動副有消隙機構(gòu),應采用不對稱順銑,則各切削分力與的比值可大致認為,,. 則,,即與水

32、平面成角,在水平面的投影與成角. 3切削力的作用點 設切削力的作用點到主軸前支承的距離為,則 式（4-19） 式中：——主軸前端的懸伸長度,此處 ——對于普通升降臺銑床 代入,切削力的作用點到主軸前支承的距離為 4.受力分析及計算： 由于主軸上的大齒輪比小齒輪對主軸的剛度影響較大,故僅對大齒輪進行計算. 圖5主軸縱向視圖力的分布 圖6主軸部件橫向視圖力的分布 為了計算上的簡便,主軸部件前端撓度可將各載荷單獨作用下所引起的變形值按線性進行向量迭加,其計算公式為： (1) 計算切削力作用在點引

33、起主軸前端占的撓度 式(4-20) 對圓錐滾子軸承： i——滾動體的列數(shù) z——每列中的滾動體數(shù) zA=16.zB=20 l0——滾子的有效長度 l0A=26; l0B=35 a——軸承的接觸角 a=15° R——軸承的徑向負荷 RA=210000;RB=440000 式中：——抗拉彈性模量,鋼的 ——為段慣性矩,對于主軸前端,有 ——為AB段慣性矩,有 、 其余各參數(shù)定義與之前保持一致.代入計算,得 其方向如圖4-3所示,沿方向,. (2)計算力偶矩作用在主軸前端點產(chǎn)生的撓度 式(4-21) 式中各

34、參數(shù)定義與之前保持一致.力偶矩 代入, 得： 其方向在H平面內(nèi),如圖4-3所示,. (3)計算驅(qū)動力作用在兩支承之間時,主軸前端點的撓度 式(4-22) 式中各參數(shù)定義與之前保持一致.驅(qū)動力 代入得,其方向如圖4-3所示,角度 (1) 求主軸前端點的綜合撓度 H軸上的分量代數(shù)和為： 式(4-23) 代入,得： V軸上的分量代數(shù)和為： 式 (4-24) 代入,得： 綜合撓度為：(mm)=0.002<0.06 ayc=arctgycHycV=21.3° 故滿足對主軸的剛度要求。

35、 5．技術指標分析 經(jīng)驗算：一對齒輪中，小齒輪彎曲強度，大齒輪接觸強度，傳動軸撓度，主軸撓度（靜剛度）均合格。 6．存在的問題與建議 希望能夠配合實驗進行，讓學生在設計的同時有機會真正的看到所設計的機床主傳動系統(tǒng)的實物，加深學習和理解。 參考文獻 【1】 哈爾濱工業(yè)大學 . 綜合課程設計II課程設計指導書 【2】 機床設計簡明手冊 機械設計出版社 【3】 高等教育出版社 機械設計 宋寶玉主編 【4】馮辛安主編 . 機械制造裝備設計 第二版 . 北京 : 機械工業(yè)出版社 . 2005 . 12 【5】李洪主編 . 實用機床設計手冊 . 沈陽 : 遼寧科學技術出版社 . 1999 . 1 【6】陳鐵明主編 . 機械設計 . 哈爾濱 : 哈爾濱工業(yè)大學出版社 . 2003 . 3 【7】《機床設計手冊》編寫組 . 機床設計手冊 2 零件設計(上、下冊). 北京 : 機械工業(yè)出版社 , 1980 【8】王連明、宋寶玉主編 . 機械設計課程設計 . 第二版 . 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社 . 2007 1. 陳鐵鳴主編 . 機械設計 . 第四版 . 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社 . 2006 20