360mm輕型車床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

360mm輕型車床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì),mm,妹妹,輕型,車床,傳動(dòng)系統(tǒng),設(shè)計(jì) 360mm 輕型車床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 摘 要 本文研究的主要是 360mm 輕型車床的主傳動(dòng)系統(tǒng)，這類主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)可用 于以適應(yīng)當(dāng)前我國(guó)機(jī)床工業(yè)發(fā)展的現(xiàn)狀，具有一定的經(jīng)濟(jì)效益和社會(huì)效益。 本次設(shè)計(jì)主要包括根據(jù)一些原始數(shù)據(jù)（其中包括機(jī)床電機(jī)的滿載功率、最高轉(zhuǎn) 速等）結(jié)合實(shí)際條件和情況對(duì) 360mm 輕型車床一些參數(shù)進(jìn)行擬定，再根據(jù)擬定的參 數(shù)，進(jìn)行傳動(dòng)方案的比較，確定傳動(dòng)方案，繪制出此主傳動(dòng)的機(jī)構(gòu)圖，并進(jìn)行主軸 的設(shè)計(jì)。 本文運(yùn)用大學(xué)所學(xué)的知識(shí)，提出了輕型車床的結(jié)構(gòu)組成、工作原理以及主要零 部件的設(shè)計(jì)中所必須的理論計(jì)算和相關(guān)強(qiáng)度校驗(yàn)，構(gòu)建了輕型車床總的指導(dǎo)思想， 從而得出了該輕型車床的優(yōu)點(diǎn)是高效，經(jīng)濟(jì)，并且加工精度高，運(yùn)行平穩(wěn)的結(jié)論。 關(guān)鍵詞：360mm 輕型車床 主傳動(dòng)系統(tǒng) 工作原理 結(jié)論 Abstract This paper is mainly about the main drive system of 360 vertical lathe, the main design of transmission can be used to adapt to the current status of China's machine tool industry development, has certain economic and social benefits. The design of the main including according to some original data ( including machine tool motor full-load power, the highest speed etc. combined with the actual conditions and situation of vertical lathe to some of the parameters, and then according to the parameters, compared the transmission scheme, determine the transmission scheme, draw the main driving mechanism, design and carries on the main spindle. In addition, the design of device for clamping workpiece on the vertical lathe, workpiece clamping device designed in this paper is used in the automatic clamping device. Keywords：360 machine vertical main driving system clamping workpice main axie 目錄 概述 ...................................................................04 第一章 總體設(shè)計(jì)方案擬定 ................................................06 1.1 擬定主運(yùn)動(dòng)參數(shù) .....................................................06 1.2 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) ...........................................................06 1.3 動(dòng)力計(jì)算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計(jì) .............................................06 1.4 軸和齒輪驗(yàn)算 .......................................................06 第二章 參數(shù)擬定 .......................................................07 2.1 360MM 輕型車床主參數(shù)和基本參數(shù) .....................................07 2.2 各級(jí)轉(zhuǎn)速確定 .......................................................07 第三章 主傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) ..................................................08 3.1 擬定主傳動(dòng)方案 .....................................................08 3.2 傳動(dòng)方案的比較 .....................................................10 3.3 各級(jí)傳動(dòng)比的計(jì)算 ...................................................12 3.4 各級(jí)轉(zhuǎn)速的確定方法 .................................................13 第四章 主軸的動(dòng)力計(jì)算 ..................................................14 第五章 主軸的設(shè)計(jì)和驗(yàn)算 ................................................22 5.1 主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) .....................................................23 5.2 主軸的強(qiáng)度校核 .....................................................26 第六章 結(jié)論 ............................................................41 致謝 ...................................................................42 參考文獻(xiàn) ...............................................................43 概述 這次畢業(yè)設(shè)計(jì)中,我所從事設(shè)計(jì)的課題是 360mm 輕型車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)。 此類車床屬于經(jīng)濟(jì)型中檔精度機(jī)床，這類機(jī)床的傳動(dòng)要求采用手動(dòng)與電控雙操縱方 式，在一定范圍內(nèi)實(shí)現(xiàn)電控變速?？傮w的設(shè)計(jì)方案就是對(duì)傳動(dòng)方案進(jìn)行比較，繪出 轉(zhuǎn)速圖，對(duì)箱體及內(nèi)部結(jié)構(gòu)進(jìn)行設(shè)計(jì)，包括軸和齒輪的設(shè)計(jì)、校核等。 由于機(jī)械工程的知識(shí)總量已經(jīng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)超越個(gè)人掌握所有，一些專業(yè)知識(shí)是必不可 少的。但是過度的專業(yè)知識(shí)分割，使視野狹隘，可以多多參加技術(shù)交流，和參加科 研項(xiàng)目，縮小范圍，提升新技術(shù)的進(jìn)步和整個(gè)塊的技術(shù)，提高外部條件變化的適應(yīng) 能力。封閉的專業(yè)知識(shí)的太狹隘，考慮的問題太特殊，在工作中協(xié)調(diào)困難，不利于 自我提高。因此，自上世紀(jì)第二十年代末，出現(xiàn)了一體化的趨勢(shì)。人們?cè)絹碓街匾?基礎(chǔ)理論，拓寬領(lǐng)域，對(duì)專業(yè)合并的分化。機(jī)械工程可以增加產(chǎn)量，提高勞動(dòng)生產(chǎn) 率，提高生產(chǎn)的經(jīng)濟(jì)效益為目標(biāo)，并研制和發(fā)展新的機(jī)械產(chǎn)品。在未來，新產(chǎn)品的 開發(fā)，降低資源消耗，清潔的可再生能源，成本的控制，減少或消除環(huán)境污染作為 一個(gè)超級(jí)經(jīng)濟(jì)目標(biāo)和任務(wù)。機(jī)器能完成人的手和腳，耳朵和眼睛等等器官完全不能 直接完成的任務(wù)?，F(xiàn)代機(jī)械工程機(jī)械和機(jī)械設(shè)備創(chuàng)造出更多、更精美的越來越復(fù)雜， 很多幻想成為過去的現(xiàn)實(shí)。人類現(xiàn)在能成為天空的上游和宇宙，潛入海洋，數(shù)十億 光年的密切觀察，細(xì)胞和分子。電子計(jì)算機(jī)硬件和軟件，人類的新興科學(xué)已經(jīng)開始 加強(qiáng)，并部分代替人腦科學(xué)，這是人工智能。這一新的發(fā)展已經(jīng)顯示出巨大的作用， 但在未來幾年還將繼續(xù)創(chuàng)造出不可思議的奇跡。人類智慧的增長(zhǎng)并沒有減少手的效 果，而是要求越來越精致，手工制作，更復(fù)雜的工作，從而促進(jìn)手功能。又一方面 實(shí)踐促進(jìn)人腦智力。在人類的進(jìn)化過程中，以及在每個(gè)人的成長(zhǎng)過程中，大腦和手 是互相促進(jìn)和平行進(jìn)化。 大腦和手之間的人工智能和機(jī)械工程的近似關(guān)系，唯一不同的是，智能硬件還 需要使用機(jī)械制造。在過去，各種機(jī)械離不開人類的操作和控制，反應(yīng)速度和運(yùn)算 精度的進(jìn)化是非常緩慢的大腦和神經(jīng)系統(tǒng)，人工智能將消除這種限制。相互促進(jìn)， 計(jì)算機(jī)科學(xué)和機(jī)械工程進(jìn)展之間的平行，將在更高層次的新一輪發(fā)展的開始使機(jī)械 工程。在第十九世紀(jì)，機(jī)械工程的知識(shí)總量仍然是有限的，大學(xué)在歐洲，它與一般 的土木工程是一門綜合性的學(xué)科，稱為土木工程，下半場(chǎng)的第十九個(gè)世紀(jì)成為一門 獨(dú)立的學(xué)科。在第二十世紀(jì)，隨著機(jī)械工程和知識(shí)增長(zhǎng)的發(fā)展開始分解，機(jī)械工程 專業(yè)，有分支機(jī)構(gòu)。在第二十世紀(jì)中期趨勢(shì)分解，在時(shí)間之前和之后的第二次世界 大戰(zhàn)結(jié)束時(shí)達(dá)到的峰值。由于機(jī)械工程的知識(shí)總量已經(jīng)遠(yuǎn)遠(yuǎn)從個(gè)人掌握所有，一些 專業(yè)是必不可少的。但是過度的專業(yè)知識(shí)使分割，視野狹隘，可以查看和統(tǒng)籌大局 和全球工程和技術(shù)交流，縮小范圍，新技術(shù)的進(jìn)步和整個(gè)塊的技術(shù)，外部條件變化 的適應(yīng)能力差。封閉的專業(yè)知識(shí)的專家太狹，考慮的問題太特殊，在工作協(xié)調(diào)困難， 不利于自我提高。因此，自上世紀(jì)第二十年代末，出現(xiàn)了一體化的趨勢(shì)。人們?cè)絹?越重視基礎(chǔ)理論，拓寬領(lǐng)域，對(duì)專業(yè)合并的分化。綜合職業(yè)分化和發(fā)展知識(shí)循環(huán)過 程的合成，是合理和必要的。從不同的專業(yè)和專業(yè)知識(shí)的專家，也有綜合的知識(shí)了 解不夠，看看其他學(xué)科和項(xiàng)目作為一個(gè)整體，從而形成一種相互強(qiáng)烈的集體工作。 綜合和專業(yè)水平。有機(jī)械工程全面而專業(yè)的沖突；在綜合性工程技術(shù)也有綜合和專 業(yè)問題。在人類所有的知識(shí)，包括社會(huì)科學(xué)，自然科學(xué)和工程技術(shù)，有一個(gè)更高的 水平，更廣泛的綜合性和專業(yè)性的問題。 第一章 總體設(shè)計(jì)方案擬定 1.1 擬定主運(yùn)動(dòng)參數(shù) 機(jī)床設(shè)計(jì)的初始，首先需要確定有關(guān)參數(shù)，它們是傳動(dòng)設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的依據(jù)， 影響到產(chǎn)品是否能滿足所需要的功能要求。根據(jù)擬定的參數(shù)、規(guī)格和其他特點(diǎn)，了 解典型工藝的切削用量，了解極限轉(zhuǎn)速 、 和級(jí)數(shù) Z、主傳動(dòng)電機(jī)功率 N。maxnin 1.2 運(yùn)動(dòng)設(shè)計(jì) 根據(jù)擬定的參數(shù)，通過結(jié)構(gòu)網(wǎng)和轉(zhuǎn)速圖的分析，確定傳動(dòng)結(jié)構(gòu)方案和傳動(dòng)系統(tǒng) 圖。傳動(dòng)方案有多種，傳動(dòng)型式更是式樣眾多，比如：傳動(dòng)型式上有集中傳動(dòng)的主 軸變速箱。分離傳動(dòng)的主軸箱與變速箱；擴(kuò)大變速范圍可以用增加傳動(dòng)組數(shù)，也可 用背輪機(jī)構(gòu)、分支傳動(dòng)等型式；變速型式上既可用多速電機(jī)，也可用交換齒輪、滑 移齒輪、公用齒輪等。然后計(jì)算各傳動(dòng)比及齒輪的齒數(shù)。 1.3 動(dòng)力計(jì)算和結(jié)構(gòu)草圖設(shè)計(jì) 估算齒輪模數(shù) m 和軸頸 d，選擇和計(jì)算離合器。 將各傳動(dòng)件及其它零件在展開圖和剖面圖上做初步的安排、布置和設(shè)計(jì)。 1.4 軸和齒輪的驗(yàn)算 在結(jié)構(gòu)草圖的基礎(chǔ)上，對(duì)一根傳動(dòng)軸和齒輪的剛度、強(qiáng)度進(jìn)行校核。 第二章 參數(shù)擬定 2.1 360mm 輕型車床主參數(shù)和基本參數(shù) 此車床是大型 360mm 輕型車床，根據(jù)任務(wù)書上提供的條件：此車床最大轉(zhuǎn)數(shù) 1800RPM，電機(jī)滿載功率 5.5Kw。 此車床的主軸轉(zhuǎn)速可分高低兩檔,共有 12 級(jí)轉(zhuǎn)速：其中高低兩檔各有 6 級(jí)轉(zhuǎn)速， 低速檔時(shí) =340/, =45r/min;高速檔時(shí) =1800 r/min， =235 r/min；maxnin maxnmin 此車床床身上最大回轉(zhuǎn)直徑為 400mm,主軸端部型式為 C6；主軸通孔直徑為 20 ? ? mm； 主軸孔錐度為公制 70；其中 電機(jī)的轉(zhuǎn)速和功率分別為 1000/1500 r/min，4/5.5KW。 2.2 各級(jí)轉(zhuǎn)速的確定 已知主軸的轉(zhuǎn)速分為 12 級(jí)，又分為高低兩檔，其中高檔最大轉(zhuǎn)速 為maxn 1800r/min，最小轉(zhuǎn)速 為 235 r/min；R1= / =1800/235=7.66 R= [1]minmaxnin 1?z? 當(dāng)機(jī)床處于低速檔時(shí),主軸共有 6 級(jí)，轉(zhuǎn)速范圍 = = =7.556nRmiax4530 = ，即 = = =1.499，取 =1.449≈ ,已知 =45,查標(biāo)nR1?z?1?znR5.7?76.1min 準(zhǔn)數(shù)列表(見參考文獻(xiàn) 1 第 6 頁(yè)).從表中找到 =45,就可每隔六個(gè)數(shù)取得一個(gè)數(shù),min 得低速檔的 6 級(jí)轉(zhuǎn)速分別為 45,67,103,154,230,340 r/min; 當(dāng)車床處于高速檔時(shí), 主軸共有 6 級(jí)，轉(zhuǎn)速范圍 = = =7.659nRmiax235180 = ，即 = = =1.50,取 =1.50≈ ,已知 =1800 ,查標(biāo)nR1?z?1?znR59.7?76.ax 準(zhǔn)數(shù)列表(見參考文獻(xiàn) 1 第 6 頁(yè)). 從表中找到 =1800, 就可每隔六個(gè)數(shù)取得一個(gè)數(shù),得高速檔的 6 級(jí)轉(zhuǎn)速分別max 為 236,354,543,815,1200,1800 r/min。 第三章 主傳動(dòng)機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì) 3．1 主擬定傳動(dòng)方案 擬定傳動(dòng)方案，包括傳動(dòng)型式的選擇以及開停、換向、制動(dòng)、操縱等整個(gè)傳動(dòng) 系統(tǒng)的確定。傳動(dòng)型式則指?jìng)鲃?dòng)和變速的元件、機(jī)構(gòu)以及其組成、安排不同特點(diǎn)的 傳動(dòng)型式、變速類型。傳動(dòng)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(dòng)方案和型式，要從結(jié)構(gòu)、工藝、性能及經(jīng)濟(jì)性等多方面統(tǒng) 一考慮。 3.2 傳動(dòng)方案的比較 3.2.1 采用單速電機(jī) 已知變速級(jí)數(shù)為 Z=12。 確定傳動(dòng)組及各傳動(dòng)組中傳動(dòng)副的數(shù)目。 級(jí)數(shù)為 Z 的傳動(dòng)系統(tǒng)由若干個(gè)順序的傳動(dòng)組組成，各傳動(dòng)組分別有 Z1、Z2、Z3、...各傳動(dòng)副，即 Z=Z1Z2Z3… 傳動(dòng)副數(shù)由于結(jié)構(gòu)的限制以 2 或 3 為合適，即變速級(jí)數(shù) Z 應(yīng)為 2 和 3 的因子 Z= ×3。a2 可以有兩種方案 方案一 12=2×3×2 傳動(dòng)齒輪數(shù)目 2×（2+3+2）=14。 軸向尺寸為 15b。 傳動(dòng)軸數(shù)目為 4 根。 操縱機(jī)構(gòu)較為簡(jiǎn)單：兩個(gè)滑移齒輪和一個(gè)三聯(lián)滑移齒輪，可單獨(dú)也可集中操縱。 方案二 12=3×4 傳動(dòng)齒輪數(shù)目 2×（3×4）=14 個(gè)。 軸向尺寸為 19b。 傳動(dòng)軸數(shù)目為 3 根。 操縱機(jī)構(gòu)較復(fù)雜：四聯(lián)滑移齒輪作為整體式，滑移長(zhǎng)度為 12b；如拆為 2 個(gè)雙 聯(lián)滑移齒輪，需要有自鎖，以保證只有一個(gè)齒輪副嚙合。 相比之下，還是傳動(dòng)副數(shù)分別為 2，3，2 的三個(gè)傳動(dòng)組方案為優(yōu)。 3.2.2 采用雙速電機(jī) 車床上，有時(shí)采用雙速電機(jī)，雙速電機(jī)的轉(zhuǎn)速比： =2，傳動(dòng)系統(tǒng)的公比電? 應(yīng)當(dāng)是 2 的整次方根，本設(shè)計(jì)中的雙速電機(jī)的公比 = =1.41。這時(shí)電機(jī)的轉(zhuǎn)速? 2 變換起著系統(tǒng)中第一擴(kuò)大傳動(dòng)組的作用相應(yīng)基本組的傳動(dòng)級(jí)數(shù)應(yīng)為 2，這樣使傳動(dòng) 系統(tǒng)的機(jī)械結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化。本設(shè)計(jì)是經(jīng)濟(jì)型輕型車床，采用電控和手動(dòng)兩種方式，為了 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的需要，本設(shè)計(jì)采用雙速電機(jī)。 3.3 各級(jí)傳動(dòng)比的計(jì)算 假設(shè)結(jié)構(gòu)如圖： 由于已經(jīng)設(shè)計(jì)了各軸之間的相對(duì)位置關(guān)系，由傳動(dòng)系統(tǒng)草圖知共有六個(gè)傳動(dòng)比。 分別設(shè)齒輪 1 和齒輪 4 之間的傳動(dòng)比 Error! No bookmark name given.Error! No bookmark name given.為 ,齒輪 2 和齒輪 5 之間的傳動(dòng)比為 ,齒輪 8 和齒輪 9 之1i 25i 間的傳動(dòng)比為 ,齒輪 3 和齒輪 6 之間的傳動(dòng)比為 ,齒輪 7 和齒輪 10 之間的傳動(dòng)89i 36i 比為 ,帶輪傳動(dòng)比為 。710i輪 帶i 設(shè)其中 < < 。25i1436 Error! No bookmark name given.當(dāng)處于低檔時(shí)，手動(dòng)操作使得齒輪 8 和齒輪 9 嚙合。 當(dāng)中間的電磁離合器得電，齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合，當(dāng)時(shí)的主軸轉(zhuǎn)速最小， 為 45 或 67 r/min。 可得 × × ×1000=45r/min25i89輪 帶i × × ×1500=67 r/min25i89輪 帶i 當(dāng)左側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合，當(dāng)時(shí)的主軸轉(zhuǎn)速最大， 為 226 或 340 r/min。 可得 × × ×1000=230 r/min36i89輪 帶i × × ×1500=340 r/min輪 帶 當(dāng)右側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合，當(dāng)時(shí)的主軸轉(zhuǎn)速為 100 或 150 可得 × × ×1000=100 r/min14i89輪 帶i × × ×1500=150 r/mini輪 帶 當(dāng)處于高檔時(shí)，手動(dòng)操作使得齒輪 7 和齒輪 10 嚙合 當(dāng)中間的電磁離合器得電，齒輪 2 和齒輪 5 之間嚙合，當(dāng)時(shí)的主軸轉(zhuǎn)速最小， 為 236 或 354 可得 × × ×1000=235 r/min25i710輪 帶i × × ×1500=354 r/min輪 帶 當(dāng)左側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 3 和齒輪 6 之間嚙合，當(dāng)時(shí)的主軸轉(zhuǎn)速最大， 為 1200 或 1800 可得 × × ×1000=1200 r/min36i710輪 帶i × × ×1500=1800 r/min輪 帶 當(dāng)右側(cè)的電磁離合器得電，齒輪 1 和齒輪 4 之間嚙合，當(dāng)時(shí)的主軸轉(zhuǎn)速為 543 或 816 可得 × × ×1000=543 r/min14i70輪 帶i × × ×1500=815 r/min輪 帶 由這 6 各方程聯(lián)列可解得 ≈0.3226 ≈0.7447 ≈1.645225i 14i 36i ≈0.2576 ≈1.3659 ≈0.53489 70 輪 帶 傳動(dòng)比的選用時(shí)，應(yīng)注意的幾個(gè)問題，充分使用齒輪副的極限傳動(dòng)比 =1/4， =2，minuax 雖然可以最大限度地獲得變速箱范圍或減少傳動(dòng)件數(shù)，但會(huì)導(dǎo)致齒輪和箱體尺 寸過大，齒輪線速度增大，容易產(chǎn)生振動(dòng)和噪音，要求精度提高。在實(shí)踐中，往往 不采用降速很小、升速很大的傳動(dòng)比，特別是中間軸的傳動(dòng)。因此，從系統(tǒng)的角度 考慮，寧可適當(dāng)增加串聯(lián)傳動(dòng)組的數(shù)目，或者用并聯(lián)式的分支傳動(dòng)滿足變速范圍的 要求，而避免用極限傳動(dòng)比的傳動(dòng)副，以上幾個(gè)傳動(dòng)比都符合要求。 3.4 各軸轉(zhuǎn)速的確定方法 由傳動(dòng)比和電機(jī)的轉(zhuǎn)速，可以計(jì)算出各軸的轉(zhuǎn)速； 3.4.1 Ⅰ軸的轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸從電機(jī)得到運(yùn)動(dòng)，經(jīng)傳動(dòng)系統(tǒng)轉(zhuǎn)化成各級(jí)轉(zhuǎn)速。電機(jī)轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速和主軸最高 轉(zhuǎn)速應(yīng)相接近。顯然，從傳動(dòng)件在高速運(yùn)轉(zhuǎn)下恒功率工作時(shí)所受扭矩最小來考慮， Ⅰ軸不宜將電機(jī)轉(zhuǎn)速降得太低。但如果Ⅰ軸上裝有摩擦離合器一類部件時(shí)，高速下 摩擦損耗、發(fā)熱都將成為突出矛盾，因此，Ⅰ軸轉(zhuǎn)速也不宜太高車床的Ⅰ軸轉(zhuǎn)速一 般取 700～1000 r/min 左右比較合適。另外也要注意到電機(jī)與Ⅰ軸的傳動(dòng)方式，如 用帶輪傳動(dòng)時(shí)，降速比不宜太大，和主軸尾部可能干涉。 3.4.2 中間傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速 對(duì)于中間傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速的考慮原則是：妥善解決結(jié)構(gòu)尺寸大小與噪音、振動(dòng)等 性能要求之間的矛盾。 中間傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速較高時(shí)，中間傳動(dòng)軸和齒輪承受扭矩小，可以使軸徑和齒輪 模數(shù)小些，從而可以使結(jié)構(gòu)緊湊。但是，這將引起空載功率和噪音加大。從經(jīng)驗(yàn)知： 主軸轉(zhuǎn)速和中間傳動(dòng)軸的轉(zhuǎn)速時(shí)，應(yīng)結(jié)合實(shí)際情況作相應(yīng)修正：1、對(duì)于功率較大的 重切削機(jī)床，一般主軸轉(zhuǎn)速較低，中間軸的轉(zhuǎn)速適當(dāng)取高一些對(duì)減小結(jié)構(gòu)尺寸的效 果較明顯。2、對(duì)高速輕載或精密機(jī)床，中間軸轉(zhuǎn)速宜取低一些。3、控制齒輪圓周 速度 ，在此條件下，可適當(dāng)選用較高的中間軸轉(zhuǎn)速。smV/8? 3.5 轉(zhuǎn)速圖擬定 運(yùn)動(dòng)參數(shù)確定以后，主軸各級(jí)轉(zhuǎn)速就已經(jīng)知道了，而且根據(jù)設(shè)計(jì)出來的各級(jí)齒 輪的傳動(dòng)比，這樣就可以擬定主運(yùn)動(dòng)的轉(zhuǎn)速圖，使主運(yùn)動(dòng)逐漸具體化。 電 動(dòng) 機(jī) Ⅰ 軸 Ⅱ 軸 主 軸 45103268510150.34： ： ：： 7： 4： 此車床集中傳動(dòng):公比為 ,級(jí)數(shù) Z=12,變速范圍 R=1800/45=40。41.?? 第四章 主傳動(dòng)動(dòng)力計(jì)算 4.1 齒輪的計(jì)算 4.1.1 確定齒輪齒數(shù)和模數(shù)（查表法） 可以用計(jì)算法或查表法確定齒輪齒數(shù)，后者更為簡(jiǎn)便。根據(jù)上面計(jì)算的傳動(dòng)比 和初步定出的小齒輪齒數(shù)，查表即可求出齒輪副齒數(shù)之和，再減得大齒輪的齒數(shù)。 用查表法求Ⅰ軸和Ⅱ軸上的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 常用傳動(dòng)比的適用齒數(shù)（小齒輪） （見參考書 1 第 20 頁(yè)） 。 選取時(shí)應(yīng)注意： 不產(chǎn)生根切。一般取 Zmin≥18～20； 保證強(qiáng)度和防止熱變形過大，齒輪齒根圓到鍵槽的壁厚 δ≥2m,一般取 δ＞5mm 則 Zmin≥6.5+2T/m。 同一傳動(dòng)組的各對(duì)齒輪副的中心距應(yīng)當(dāng)相等。若模數(shù)相同，則齒數(shù)和亦應(yīng)相等。 但由于傳動(dòng)比的要求，尤其是在傳動(dòng)中使用了公用齒輪后，常常滿足不了上述要求。 機(jī)床上可用修正齒輪，在一定范圍內(nèi)調(diào)整中心距使其相等。但修正量不能太大，一 般齒數(shù)差不能超過 3～4 個(gè)齒。 防止各種碰撞和干涉。 三聯(lián)滑移齒輪的相鄰兩齒輪的齒數(shù)差應(yīng)大于 4。 所以，可以假設(shè)其中最小的齒輪 2 齒數(shù)為 20，而且由上可知，齒輪 2 和齒輪 5 之間的傳動(dòng)比為 3.1，查常用傳動(dòng)比的適用齒數(shù)（小齒輪）表，可找到最接近的傳 動(dòng)比為 3.15，當(dāng)時(shí)的齒數(shù)之和為 82?？傻么簖X輪齒數(shù)為 62。 齒輪模數(shù)的估算 按接觸疲勞和彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算齒輪模數(shù)比較復(fù)雜,而且有些系數(shù)只有在齒輪各 參數(shù)都已經(jīng)知道后方可確定,所以只在草圖畫完之后校核用。在畫草圖之前，先估算， 再選用標(biāo)準(zhǔn)齒輪模數(shù)。 齒輪彎曲疲勞的估算： ≥32 mm [1] ?m3znjN 其中 N--------------計(jì)算齒輪傳遞的額定功率 N=η×N d 齒輪點(diǎn)蝕的估算： A≥370 mm[1]3njN 其中 為大齒輪的計(jì)算轉(zhuǎn)速 ,A 為齒輪中心距。nj 由中心距 A 及齒數(shù) z1、z2 求出模數(shù)： [1]21z Amj?? 根據(jù)估算所得 和 中較大得值,選取相近的標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)?j 以齒輪 2 和齒輪 5 為例 = ×n=1500×0.534=801 r/minnj輪 帶i N=5.5×0.95=5.225kw ≥32 ≈1.509?m3534.0162? A≥370 ≈69.133mm3. ≈1.68662019??j 所以,根據(jù) 選取,為了保證模數(shù)一定滿足要求,假設(shè)齒輪 2 和齒輪 5 的模mj 數(shù)為 3 由此可知,輸入軸 1 和傳動(dòng)軸 2 之間的中心距為 A= = =112.5mm2)5(z??)34( 同理且根據(jù) 1 軸和 2 軸之間的距離始終為 112.5mm,可得出 1 軸和 2 軸之間 其余的齒輪的齒數(shù)和模數(shù) 分別為 z1=30 m1=3 z4=48 m4=3 z3=24 m3=3 z6=47 m6=3 4.1.2 確定齒輪的齒數(shù)和模數(shù)（計(jì)算法）并校核 以齒輪 8 和 9 為例, 設(shè)計(jì)時(shí)采用最高轉(zhuǎn)速，即齒輪 10 的轉(zhuǎn)速為 1800r/min,已知該組齒輪傳遞的功 率為 5.5KW,已知傳動(dòng)比為 ≈0.2576,假設(shè)齒輪對(duì)稱布置,使用壽命為 8 年,每年以89i 300 工作日計(jì),兩班制,中等沖擊,齒輪單向回轉(zhuǎn)。 1、齒輪的材料、精度和齒數(shù)選擇 因傳遞功率不大、轉(zhuǎn)速不高、材料按 表 7-1 選取，都采用 55 鋼，鍛造毛坯，大齒輪正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。 齒輪精度用 6 級(jí)，軟齒表面粗糙度為 1.6。aR 軟齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為點(diǎn)蝕，考慮傳動(dòng)平穩(wěn)性， ，取齒輪 8 的齒數(shù)為 17，則齒輪 9 為 17/0.2576=66 2、設(shè)計(jì)計(jì)算 （1） 、設(shè)計(jì)準(zhǔn)則 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。 （2） 、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) [2] 311][)(2uKTZddHEt ????? =9.551T? mNnp .13290.78065..9066 ?? 由圖 7-6 選取材料的接觸疲勞極限應(yīng)力為: ,aHMP58lim2??aHPmin2?? 由圖 7-7 選取材料的彎曲疲勞極限應(yīng)力為: , aF30li1 aF10li2 應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N 由式(7-3)計(jì)算 =6/837861 ???9107.2u9.2610.? 由圖 7-8 查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù) , 1.021?NZ2 由圖 7-9 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) , 1,1Y 由表 7-2 查得接觸疲勞安全系數(shù) 1,彎曲疲勞安全系數(shù) 1.4,又minHS?minFS =2.0,試選 1.3STY?tK 由前面的式子求得許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力 [2] aNHmMPZS580][1li?? [2] alin7][212 [2] ?? aNFST PY32814.01lim1 ???? [2] aFSTM2li2 將有關(guān)值代入式子 得 = =59.17 [2]311][)(2uKZddHEt ?????3 26831903.57190.8. ???????? 則 1.44?0611nVt?sm/ 查圖 7-10 得 ; 由表 7-3 查得 ;由表 7-4 查得 ;取9.?v 2.?AK05.1??K ;則?K 4310519.2???KVAH 修正 [2]mdt .603.17593.141?zm8./60/1?? 由表 7-6 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) m 3．校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 由圖 7-18 查得 2.41?FSY0.42FS 取 7.0?? 由式（7-12）校核大小齒輪的彎曲強(qiáng)度 [2] ??121321 87.6.0453.719FaFSdF MPYmZKTI ???? ????? [ [2] ][..408.62122 FaFSF P??? 所以，初選的齒輪齒數(shù)和計(jì)算出的模數(shù)符合要求。 求得齒輪 8 和 9 的齒數(shù)和模數(shù)分別為 z8=17 m8=3.5 z9=66 m9=3.5 其中齒輪 8 的齒數(shù)為 17，有可能會(huì)發(fā)生根切現(xiàn)象，所以要修正齒輪，用變位修 正法求得 8 齒輪的變位系數(shù)為+0.218。用同樣的方法可以求得其他齒輪的變位系數(shù)。 列出各齒輪的齒數(shù)、模數(shù)、和變位系數(shù) 編號(hào) 模數(shù) 齒數(shù) 齒形角 變位系數(shù) 1 3 30 ?20+0.5 2 3 42 ?+0.8 3 3 24 ?0 4 3 48 ?20-0.5 5 3 33 ?0 6 3 47 ?0 7 3 27 ?200 8 3 54 ?+0.218 9 3 21 ?0 10 3 59 ?20+0.169 11 3 35 ?0 12 3 69 ?0 13 3 21 ?200 14 3 83 ?0 齒輪材料為 45 鋼,熱處理為齒部淬火處理 HRC40-45。 4.1.3 齒輪的精度設(shè)計(jì)； 齒輪精度設(shè)計(jì)的方法及步驟：1、確定齒輪的精度等級(jí)； 2、齒輪誤差檢驗(yàn)組的選擇及其公差值的確定； 3、計(jì)算齒輪副側(cè)隙和確定齒厚極限偏差代號(hào)； 4、確定齒坯公差和表面粗糙度； 5、公法線平均長(zhǎng)度極限偏差的換算； 6、繪制齒輪零件圖。 以齒輪 9 為例：齒數(shù)為 66，模數(shù)為 3.5,變位系數(shù)為 0。 確定齒輪的精度等級(jí) 由于該齒輪是主軸箱內(nèi)的齒輪，對(duì)傳動(dòng)精度和穩(wěn)定性的要求都比較高，主要要 求的是傳動(dòng)平穩(wěn)性精度等級(jí)。據(jù)圓周速度 ??106dnv?sm/1.46035.?? 對(duì)于如此要求高的齒輪采用 6 級(jí)精度。 齒輪誤差檢驗(yàn)組的選擇及其公差值的確定 該齒輪屬中等精度，且為批量生產(chǎn)查表 12-3 選定 、 、 、iF"?Wif"?F 組成檢驗(yàn)方案。根據(jù) 及mmzd23165.1???b271? 查表 12-13、表 12-14、表 12-15 可得公差值： 第Ⅰ公差組 36rF?45pF 第Ⅱ公差組 ± 9?f 1ptf 10??bf 第Ⅲ公差組 ? 計(jì)算齒輪副側(cè)隙和確定齒厚極限偏差代號(hào)代號(hào) 計(jì)算齒輪副的最小極限側(cè)隙 由表 12-10 按油池潤(rùn)滑和 查得minj smv/1.4?035.1.0.1 ???nj [6]??si)(221tta?? 根據(jù)齒輪和箱體的材料，從材料手冊(cè)上查得，鋼和鑄鐵的線膨脹系數(shù)分別為 ， 。c????/105.61?c????/05.62 傳遞的中心距 [6]mzma25.14)7(3)1(??? 所以， jn 8.0.254? 確定齒厚極限偏差代號(hào) 齒厚上偏差 由式（12-15） [6]?? ???? ????nbnnas FfjfE???cos2104.2t' 11 式中 前面已查得?F9??m? 由表 12-14 按 6 級(jí)精度查得pbf m?1?fpb2 由表 12-17 按 145.5，6 級(jí)精度查得 ，mfa?20? 所以，代入數(shù)據(jù)得 ，Es?5'?? 因?yàn)?± 1?ptf56'?ptsfE 由圖 12-29 或者 12-9 查得齒厚的上偏差代號(hào)為 G，因此6?ptsf 齒厚下偏差 可知 [6]2'tan2rSbFT?? 查表 12-13，6 級(jí)精度齒輪 ，查表 12-11，mr?36? ，所以Ibr ?917.18. ???Ts 24.7320tan' 2??ESsi 6'' ???5.123'ptsifE 由圖 12-29 或表 12-9 查得齒厚下偏差代號(hào)為 K，因此mEsi ?132??? 至此，小齒輪的精度為：6GK GB10095-88 確定齒坯公差、表面粗糙度 齒輪內(nèi)孔是加工、檢驗(yàn)及安裝的定位基準(zhǔn)，對(duì) 6 級(jí)精度的齒輪，由表 12-18 查 得：內(nèi)孔尺寸公差為 IT7，內(nèi)孔直徑為 85mm,偏差按基準(zhǔn)孔 H 選取，即齒輪內(nèi)孔的下 偏差為 0，上偏差為+0.022。內(nèi)孔的形狀公差按 6 級(jí)決定或遵守包容原則。 定位端面的端面圓跳動(dòng)公差由表 12-19 查得為 0.014mm。 齒頂圓只作為切齒加工的找正基準(zhǔn)，不作為檢驗(yàn)基準(zhǔn)，故其公差選用 IT11，齒 頂圓直徑 ，偏差按基準(zhǔn)軸 h 選取,即下偏差為-0.290，上偏mhdaa2381??? 差為 0。 齒輪的表面粗糙度按 7 級(jí)查表 12-20，各表面粗糙度 分別為：齒面 =1.6,aRaR 內(nèi)孔 =1.6,基準(zhǔn)端面 =3.2,齒頂圓 =6.3。aRaRaR 公法線平均長(zhǎng)度極限偏差的換算 公法線的公稱長(zhǎng)度 W 及其跨齒數(shù) k,可從機(jī)械設(shè)計(jì)有關(guān)手冊(cè)中查得或按式 12-7 和式 12-8 求得 跨齒數(shù) 85.09/6./???zk [6]724.80]614.0)6(471[3])12(47.[ ???????zm 該齒輪為中模數(shù)齒輪，控制側(cè)隙的指標(biāo)宜采用公法線平均長(zhǎng)度極限偏差 ，wisE 按換算式 12-20、式 12-21、式 12-22 得 [6]mFEnrnswm ??9.702sin367.02cos6si72.0co ?????????? [6]rsii 1513?? 第五章 主軸的設(shè)計(jì)和驗(yàn)算 5.1 主軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) （1）初步確定軸的直徑 mm 483560???npAd （3.32） 根據(jù)工作條件，取 mm9d （2）傳動(dòng)軸受力分析 N （3.33） 4.513602.1???mtdTF N （3.34） 54.173062cos.4cos ''???tgtgr?? N （3.35）2in.512in '''' ??? ???ta （3）繪制傳動(dòng)軸的受力簡(jiǎn)圖，如圖所示，求支座反力 ①垂直面支反力： 由 ，得：??0CM （3.36） 025732??arBYFLR NarBY 13.6295.761/3024.13/623 ?????? 由 ，得：0 N （3.37）.230.954.173????BYrCYRF ②水平面支反力： 由 ，得：?0CM （3.38）32??LFRtBZ 圖 4.1 傳動(dòng)軸的受力簡(jiǎn)圖 N 02.13685.7624123???LFRtBZ 由 ，得：?0 N （3.39） 6.3092.184.3????BZrCZF （4）作彎矩圖： ①垂直面彎矩 圖：YM C 點(diǎn) N·mm （3.40）495.70825.613.29???LRBY ②水平面彎矩 圖：Z C 點(diǎn) N·mm （3.41）675.48035.267.302???LRMBZ ③合成彎矩 圖： C 點(diǎn) N·mm （3.42）153.6785.4780395.4702 22 ?????CZY （5）作轉(zhuǎn)矩 T 圖： N·mm61.3? 5.2 主軸的強(qiáng)度校核 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險(xiǎn)截面 C）的強(qiáng)度。由文獻(xiàn)[1，15- 5]可知，取 ，軸的計(jì)算應(yīng)力6.0?? MPa 3.14150.)26.9(3678)( 3252232 ????WTMc? （3.43） 選定軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由文獻(xiàn)[1]表 可知， MPa。因???601?? 此， ，故安全。??1???ca （7）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 ①判斷危險(xiǎn)截面 從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來看，截面 IV 和 V 引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重， 而 V 受的彎矩較大；從受載的情況來看，截面 C 的應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大，故 C 面不用校核。只需校核截面 V。 ②截面 V 左側(cè) 抗彎截面系數(shù) mm （3.44）27401.0.33???dW3 抗扭截面系數(shù) mm （3.45）582T 截面 V 左側(cè)的彎矩 M 為 Mpa （3.46） 62.705.613.678??? 截面 V 上的扭矩 T 為 MPa 201 截面上的彎曲應(yīng) Mpa （3.47） 28.74.??Wb? 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MPa （3.48） 3.5031T? 軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。由文獻(xiàn)[1]表 可知， MPa，1?640?B? MPa， MPa。2751???15??? 由文獻(xiàn)[1] 附表 可知，用插入法求出83 ， .2??k24.8.0????k 軸按精車加工，由文獻(xiàn)[1] 附圖 可知，表面質(zhì)量系數(shù)為：3? 84.0???? 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理， 1q 固得綜合系數(shù)為 （3.49） 9.284.021???????????kK 43.218.024.1??????????kK 由文獻(xiàn)[1] § ，§ 可知，碳鋼的特性系數(shù)3 取.0~??.?? 取15?? 05?? 所以軸在截面 V 左側(cè)的安全系數(shù)為 （3.50） 34.01.289.751 ????mbKS??? （3.51） 2.9.53.41 ?????a??? （3.52） 5.1.702.19.2 ???SSca?? 故該軸在截面 V 左側(cè)的強(qiáng)度是足夠的。 ③截面 V 右側(cè) 抗彎截面系數(shù) mm219703.01.3???dW3 抗扭截面系數(shù) mm42T 截面 V 左側(cè)的彎矩 M 為 MPa 628.570.6153.678??? 截面 V 上的扭矩 T 為 MPa 20 截面上的彎曲應(yīng)力 MPa 85.2197.Wb? 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 MPa .430??T? 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及 按文獻(xiàn)[1]附表 查取。??? 23? 因 ， ， 023.1?dr 08.14?dD ，05.2???3.1? 又由文獻(xiàn)[1]附圖 可得軸的材料的敏感系數(shù)為3? ，8.?q7.? 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按文獻(xiàn)[1，附 ]為43? （3.53）87.1)05.2(.1)(1??????????k 6..87.??q 由文獻(xiàn)[1]附圖 可得軸的截面形狀系數(shù)為235.0?? 由文獻(xiàn)[1]附圖 可得軸的材料的敏感扭轉(zhuǎn)剪切尺寸系數(shù)為? 76.0??? 綜合系數(shù)為 41.38.05.71??????????kK ..6.2??? 所以軸在截面 V 左側(cè)的安全系數(shù)為 29.801.8524.371 ???????maKS??? 6.423..1a?? 5.17.896.24.82 ??????SSca?? 故該軸在截面 V 左側(cè)的強(qiáng)度是足夠的。 第 六 章 結(jié) 論 在最近的一段時(shí)間的畢業(yè)設(shè)計(jì)，使我們充分把握的設(shè)計(jì)方法和步驟，不僅復(fù) 習(xí)所學(xué)的知識(shí)，而且還獲得新的經(jīng)驗(yàn)與啟示，在各種軟件的使用找到的資料或圖紙 設(shè)計(jì)，會(huì)遇到不清楚的作業(yè)，老師和學(xué)生都能給予及時(shí)的指導(dǎo)，確保設(shè)計(jì)進(jìn)度本文 所設(shè)計(jì)的是 360mm 輕型車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)，通過初期的定稿，查資料和開始正 式做畢設(shè)，讓我系統(tǒng)地了解到了所學(xué)知識(shí)的重要性，從而讓我更加深刻地體會(huì)到做 一門學(xué)問不易，需要不斷鉆研，不斷進(jìn)取才可要做的好，總之，本設(shè)計(jì)完成了老師 和同學(xué)的幫助下，在大學(xué)研究的最后，感謝幫助過我的老師和同學(xué)，是大家的幫助 才使我的論文得以通過。 致 謝 直到今天，論文總算完成了，我的心里感到特別高興和激動(dòng)，在這里，我打 心里向我的導(dǎo)師和同學(xué)們表示衷心的感謝！因?yàn)橛辛死蠋煹恼佌伣虒?dǎo)，才讓我學(xué) 到了很多知識(shí)和做人的道理，由衷地感謝我親愛的老師，您不僅在學(xué)術(shù)上對(duì)我精 心指導(dǎo)，在生活上面也給予我無(wú)微不至的關(guān)懷支持和理解，在我的生命中給予的 靈感，所以我才能順利地完成大學(xué)階段的學(xué)業(yè)，也學(xué)到了很多有用的知識(shí)，同時(shí) 我的生活中的也有了一個(gè)明確的目標(biāo)。知道想要什么，不再是過去的那個(gè)愛玩的 我了。導(dǎo)師嚴(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度，創(chuàng)新的學(xué)術(shù)風(fēng)格，認(rèn)真負(fù)責(zé)，無(wú)私奉獻(xiàn)，寬容豁達(dá) 的教學(xué)態(tài)度都是我們應(yīng)該學(xué)習(xí)和提倡的。通過近半年的設(shè)計(jì)計(jì)算，查找各 360mm 輕型車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的相關(guān)資料，論文終于完成了，我感到非常興奮和 高興。雖然它是不完美的，是不是最好的，但在我心中，它是我最珍惜的，因?yàn)?我是怎么想的，這是我付出的汗水獲得的成果，是我在大學(xué)四年的知識(shí)和反映。 四年的學(xué)習(xí)和生活，不僅豐富了我的知識(shí)，而且鍛煉了我的個(gè)人能力，更重要的 是來自老師和同學(xué)的潛移默化讓我學(xué)到很多有用的知識(shí)，在這里，謝謝老師以及 所有關(guān)心我和幫助我的人，謝謝大家。 參考文獻(xiàn) [1]張福學(xué)編著.360mm 輕型車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的應(yīng)用.北京：電子工業(yè)出版社，2000。 [2]何發(fā)昌著，邵遠(yuǎn)編著.輕型車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的原理.北京：高等教育出版社，1996。 [3]宋學(xué)義著. 輕型車床主傳動(dòng)系統(tǒng)速查手冊(cè). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1995.3。 [4]陳奎生著. 氣與氣壓傳動(dòng). 武漢：武漢理工大學(xué)出版社，2008.5。 [5]SMC（中國(guó)）有限公司. 輕型車床主傳動(dòng)系統(tǒng)實(shí)用技術(shù). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2003.10 [6]徐文燦著. 車床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì). 北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1995。 [7]曾孔庚.輕型車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的發(fā)展趨勢(shì). 機(jī)器人技術(shù)與應(yīng)用論壇。 [8]壽慶豐 機(jī)械設(shè)計(jì) 1999 年第 3 期，第 3 卷。 [9]高微,楊中平,趙榮飛等.普通車床主傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì). 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造 2006.1。 [10]孫兵,趙斌,施永輝.車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的研制. 中國(guó)期刊全文數(shù)據(jù)庫(kù)。 [11]馬光,申桂英.工業(yè)機(jī)器人的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢(shì). 中國(guó)期刊全文數(shù)據(jù)庫(kù) 2002 年。 [12]李如松.輕型車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的應(yīng)用現(xiàn)狀與展望. 中國(guó)期刊全文數(shù)據(jù)庫(kù) 1994 年第 4 期。 [13]李明.360mm 輕型車床主傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì).制造技術(shù)與機(jī)床 2005 年第 7 期。 [14]李杜莉，武洪恩，劉志海.數(shù)控車床主傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)學(xué)分析. 煤礦機(jī)械 2007 年 2 月 [15]成大先主編.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（第三版）.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1994。 [16]Hirohiko Arai, Kazuo Tanie, and Susumu Tachi. 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